機(jī)械設(shè)計課后習(xí)題答案

1、48第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度p45習(xí)題答案3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限，取循環(huán)基數(shù)，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7 000、25 000、620 000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。解 3-2已知材料的力學(xué)性能為，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。解 得，即 根據(jù)點(diǎn)，按比例繪制該材料的極限應(yīng)力圖如下圖所示3-4 圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的材料，設(shè)其強(qiáng)度極限B=420MPa，精車，彎曲，q=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲勞曲線。解 因，查附表3-2，插值得，查附圖3-1得，將所查值代入公式，即查附圖3-2，得；按精車加工工藝，查附圖3-4，得，已知，

2、則根據(jù)按比例繪出該零件的極限應(yīng)力線圖如下圖3-5 如題3-4中危險截面上的平均應(yīng)力，應(yīng)力幅，試分別按，求出該截面的計算安全系數(shù)。解 由題3-4可知 （1） 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的循環(huán)特性不變公式，其計算安全系數(shù) （2） 工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力的平均應(yīng)力不變公式，其計算安全系數(shù) 第五章 螺紋連接和螺旋傳動p101習(xí)題答案5-1 分析比較普通螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點(diǎn)，各舉一例說明它們的應(yīng)用螺紋類型特點(diǎn)應(yīng)用普通螺紋牙形為等力三角形，牙型角60o，內(nèi)外螺紋旋合后留有徑向間隙，外螺紋牙根允許有較大的圓角，以減少應(yīng)力留集中。同一公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和細(xì)牙。

3、細(xì)牙螺紋升角小，自鎖性較好，搞剪強(qiáng)度高，但因牙細(xì)在耐磨，容易滑扣一般聯(lián)接多用粗牙螺紋，細(xì)牙螺紋常用于細(xì)小零件、薄壁管件或受沖擊、振動和變載荷的連接中，也可作為微調(diào)機(jī)構(gòu)的調(diào)整螺紋用管螺紋牙型為等腰三角形，牙型角55o，內(nèi)外螺紋旋合后無徑向間隙，牙頂有較大的圓角管聯(lián)接用細(xì)牙普通螺紋薄壁管件非螺紋密封的55o圓柱管螺紋管接關(guān)、旋塞、閥門及其他附件用螺紋密封的55o圓錐管螺紋管子、管接關(guān)、旋塞、閥門及其他螺紋連接的附件米制錐螺紋氣體或液體管路系統(tǒng)依靠螺紋密封的聯(lián)接螺紋梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙側(cè)角3o，內(nèi)外螺紋以錐面巾緊不易松動，工藝較好，牙根強(qiáng)度高，對中性好最常用的傳動螺紋鋸齒形螺紋牙型不為等腰梯形

4、，工作面的牙側(cè)角3o，非工作面的牙側(cè)角30o。外螺紋牙根有較大的圓角，以減少應(yīng)力集中。內(nèi)外螺紋旋合后，大徑處無間隙，便于對中。兼有矩形螺紋傳動效率高和梯形螺紋牙根旨度高的特點(diǎn)只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺旋傳動，如螺旋壓力機(jī)5-2 將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細(xì)些有什么好處？答：可以減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯(lián)接的強(qiáng)度。5-3 分析活塞式空氣壓縮氣缸蓋聯(lián)接螺栓在工作時的受力變化情況，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力如何得出？當(dāng)氣缸內(nèi)的最高壓 力提高時，它的最大應(yīng)力，最小應(yīng)力將如何變化？解：最大應(yīng)力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時，最小應(yīng)力出現(xiàn)在膨脹到最大體積時。當(dāng)汽缸內(nèi)的最高壓力提高時，它的最大應(yīng)力

5、增大，最小應(yīng)力不變。5-4 圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力F作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內(nèi)。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(lián)接安全工作的必要條件有哪些？5-5 圖5-49是由兩塊邊板和一塊承重板焊接的龍門起重機(jī)導(dǎo)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鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215，若用M640鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級為8.8，校核螺栓連接強(qiáng)度。解 采用鉸制孔用螺栓連接為宜 因為托架所受的載荷有較大變動，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對位

6、置，并能承受橫向載荷，增強(qiáng)連接的可靠性和緊密性，以防止受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而普通螺栓連接靠結(jié)合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。（1）確定M640的許用切應(yīng)力由螺栓材料Q215，性能等級8.8，查表5-8，可知，查表5-10，可知 （2）螺栓組受到剪力F和力矩（），設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即由圖可知，螺栓最大受力 故M640的剪切強(qiáng)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(jī)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(xiàn)

7、有如圖5-50所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所用的螺栓直徑最?。繛槭裁?？解 螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為，轉(zhuǎn)矩T分在各個螺栓上的分力為 （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 （b）方案中 由（b）圖可知，螺栓受力最大為 5-7 圖5-52所示為一拉桿螺紋聯(lián)接。已知拉桿所受的載荷F=56KN,載荷穩(wěn)定，拉桿材料為Q235鋼，試設(shè)計此聯(lián)接。5-8 兩塊金屬板用兩個M12的普通螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預(yù)緊力控制在其屈服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制

8、造，求此聯(lián)接所能傳遞的橫向載荷。5-9受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知螺栓預(yù)緊力Fo=15000N,當(dāng)受軸向工作載荷F10 000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預(yù)緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內(nèi)的工作壓力P=01MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設(shè)計此聯(lián)接。5-11 設(shè)計簡單千斤頂（參見圖5-41）的螺桿和螺母的主要尺寸。起重量為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。螺母材料選用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強(qiáng)P=1

9、5MPa.(2)確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強(qiáng)度高，對中性好，本題采用梯形螺紋。（3）按耐磨性計算初選螺紋的中徑。因選用梯形螺紋且螺母兼作支承，故取，根據(jù)教材式（5-45）得按螺桿抗壓強(qiáng)度初選螺紋的內(nèi)徑。根據(jù)第四強(qiáng)度理論，其強(qiáng)度條件為 但對中小尺寸的螺桿，可認(rèn)為，所以上式可簡化為式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，;S為螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋，S=3.5-5.0;對于傳導(dǎo)螺旋，S=2.5-4.0;對于精密螺桿或水平螺桿，S4.本題取值為5.故（5）綜合考慮，確定螺桿直徑。比較耐磨性計算和抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果，可知本題螺桿直徑的選定應(yīng)以抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果為準(zhǔn)，按國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T

10、5796-1986選定螺桿尺寸參數(shù)：螺紋外徑d=44mm,螺紋內(nèi)徑d1=36mm,螺紋中徑d2=40.5mm,螺紋線數(shù)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，一般應(yīng)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，鋼對青銅的摩擦系數(shù)f=0.09(查機(jī)械設(shè)計手冊)。因梯形螺紋牙型角,所以因,可以滿足自鎖要求。注意：若自鎖性不足，可增大螺桿直徑或減沾上螺距進(jìn)行調(diào)整。（7）計算螺母高度H.因選所以H=,取為102mm.螺紋圈數(shù)計算：z=H/P=14.5螺紋圈數(shù)最好不要超過10圈，因此宜作調(diào)整。一般手段是在不影響自鎖性要求的前提下，可適當(dāng)增大螺距P,而本題

11、螺桿直徑的選定以抗壓強(qiáng)度計算的結(jié)果為準(zhǔn)，耐磨性已相當(dāng)富裕，所以可適當(dāng)減低螺母高度?，F(xiàn)取螺母高度H=70mm,則螺紋圈數(shù)z=10,滿足要求。（8）螺紋牙的強(qiáng)度計算。由于螺桿材料強(qiáng)度一般遠(yuǎn)大于螺母材料強(qiáng)度，因此只需校核螺母螺紋的牙根強(qiáng)度。根據(jù)教材表5-13，對于青銅螺母,這里取30MPa,由教材式（5-50）得螺紋牙危險截面的剪切應(yīng)力為滿足要求螺母螺紋根部一般不會彎曲折斷，通?？梢圆贿M(jìn)行彎曲強(qiáng)度校核。（9）螺桿的穩(wěn)定性計算。當(dāng)軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿會發(fā)生側(cè)向彎曲，喪失穩(wěn)定性。好圖所示，取B=70mm.則螺桿的工作長度l=L+B+H/2=305mm螺桿危險面的慣性半徑i=d1/4=9mm螺桿

12、的長度：按一端自由，一段固定考慮，取螺桿的柔度：,因此本題螺桿,為中柔度壓桿。棋失穩(wěn)時的臨界載荷按歐拉公式計算得所以滿足穩(wěn)定性要求。第六章 鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接p115習(xí)題答案6-16-26-3 在一直徑的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度，工作時有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計算其允許傳遞的最大扭矩。解 根據(jù)軸徑，查表得所用鍵的剖面尺寸為，根據(jù)輪轂長度取鍵的公稱長度 鍵的標(biāo)記 鍵鍵的工作長度為 鍵與輪轂鍵槽接觸高度為 根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力 根據(jù)普通平鍵連接的強(qiáng)度條件公式 變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為6-46-56-6第八章 帶傳動p164習(xí)

13、題答案8-1 V帶傳動的，帶與帶輪的當(dāng)量摩擦系數(shù)，包角，初拉力。試問：（1）該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？（2）若，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）若傳動效率為0.95，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？解 8-2 V帶傳動傳遞效率，帶速，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即，試求緊邊拉力、有效拉力和初拉力。解 8-38-4 有一帶式輸送裝置，其異步電動機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動，電動機(jī)功率P=7kW，轉(zhuǎn)速，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速，允許誤差為，運(yùn)輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計此帶傳動。解 （1）確定計算功率 由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 （2）選擇V帶的帶型 根據(jù)、，由圖8-

14、11選用B型。 （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速 由表8-6和8-8，取主動輪的基準(zhǔn)直徑驗算帶速 計算從動輪的基準(zhǔn)直徑 （4）確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度 由式，初定中心距。 計算帶所需的基準(zhǔn)長度 由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度 實(shí)際中心距 中心距的變化范圍為。 （5）驗算小帶輪上的包角 故包角合適。 （6）計算帶的根數(shù) 計算單根V帶的額定功率 由，查表8-4a得 根據(jù) 查表8-5得，表8-2得，于是 計算V帶的根數(shù) 取3根。 （7）計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量，所以 （8）計算壓軸力 （9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（略）第九章 鏈傳動p184習(xí)題答案9-2 某鏈傳動傳遞的功

15、率，主動鏈輪轉(zhuǎn)速，從動鏈輪轉(zhuǎn)速，載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計此鏈傳動。解 （1）選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪的齒數(shù)（2）確定計算功率 由表9-6查得，由圖9-13查得，單排鏈，則計算功率為 （3）選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)距（4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距。取，相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為 取鏈長節(jié)數(shù)。 查表9-7得中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心距為 （5）計算鏈速，確定潤滑方式 由和鏈號16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。 （6）計算壓軸力 有效圓周力為 鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為9-3 已知主動鏈輪轉(zhuǎn)速，齒數(shù)，從動鏈齒數(shù)，

16、中心距，滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN，工作情況系數(shù)，試求鏈條所能傳遞的功率。解 由，查表9-1得，鏈型號16A根據(jù)，查圖9-11得額定功率由查圖9-13得且 第十章 齒輪傳動p236習(xí)題答案10-1 試分析圖10-47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(bǔ)充題：如圖（b），已知標(biāo)準(zhǔn)錐齒輪，標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，應(yīng)為多少？并計算2、3齒輪各分力大小。解 （1）齒輪2的軸向力： 齒輪3的軸向力： 即由 即（2）齒輪2所受各力： 齒輪3所受各力： 10-6 設(shè)計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知，壽命，小齒輪相對其軸的支承為

17、不對稱布置，并畫出大齒輪的機(jī)構(gòu)圖。解 (1) 選擇齒輪類型、精度等級、材料 選用直齒圓柱齒輪傳動。銑床為一般機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 （2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 1）確定公式中的各計算值試選載荷系數(shù) 計算小齒輪傳遞的力矩 小齒輪作不對稱布置，查表10-7，選取由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。齒數(shù)比 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取

18、接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù) 2）計算 計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 計算圓周速度 計算尺寬 計算尺寬與齒高之比 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù) 直齒輪， 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用插值法查得 由，查圖10-13得 故載荷系數(shù) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 計算模數(shù) 取幾何尺寸計算 分度圓直徑： 中心距： 確定尺寬： 圓整后取。 （3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。由圖10-18取彎曲疲勞壽命。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 計算載荷

19、系數(shù) 查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 校核彎曲強(qiáng)度 根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式 進(jìn)行校核 所以滿足彎曲強(qiáng)度，所選參數(shù)合適。10-7 某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，已知，兩齒輪的齒數(shù)為，8級精度，小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），壽命20年（設(shè)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。解 （1）齒輪材料硬度 查表10-1，根據(jù)小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217269HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪硬度217255 HBS （2）按齒面接觸疲勞硬度計算 計算小齒輪的分度圓直徑 計算齒寬系數(shù) 由表10-6

20、查得材料的彈性影響系數(shù) ，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。齒數(shù)比 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為，安全系數(shù) 由圖10-26查得計算齒輪的圓周速度 計算尺寬與齒高之比 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù) 由表10-3，查得 按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4查得 按=1查得 由，查圖10-13得故載荷系數(shù) 由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩 （3）按彎曲強(qiáng)度計算 計算載荷系數(shù) 計算縱向重合度 由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù)

21、查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。由圖10-18取彎曲疲勞壽命。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 計算大、小齒輪的，并加以比較 取由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩 （4）齒輪傳動的功率 取由接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩中的最小值 即 第十一章 蝸桿傳動p272習(xí)題答案11-1 試分析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shè)計用于帶式輸

22、送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率，傳動比，由電動機(jī)驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr，滲碳淬火，硬度。蝸輪材料為，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）。解 （1）選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計 確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2 按，估取效率，則 確定載荷系數(shù)K 因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)，則 確定彈性影響系數(shù) 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故確定接觸系數(shù) 假設(shè)，從圖11-18中可查得確定許用接觸應(yīng)力 由

23、表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力 應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 壽命系數(shù) 則 計算中心距 取中心距，因，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。此時，從圖11-18中查取接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結(jié)果可用。（3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸桿 蝸桿頭數(shù)，軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓導(dǎo)程角；蝸桿軸向齒厚。蝸輪 蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù) 驗算傳動比，此時傳動比誤差，是允許的。 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓直徑 （4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)螺旋角系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 從表11-8中查得由制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力

24、壽命系數(shù) 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 彎曲強(qiáng)度是滿足的。（5）驗算效率 已知；與相對滑動速度相關(guān) 從表11-18中用插值法查得，代入式得，大于原估計值，因此不用重算。 第十三章 滾動軸承p342習(xí)題答案13-1 試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個允許的極限轉(zhuǎn)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/P4 6207 30207 51301解 N307/P4、6207、30207的內(nèi)徑均為35mm，51301的內(nèi)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(jù)工作條件，決定在軸的兩端用的

25、兩個角接觸球軸承，如圖13-13b所示正裝。軸頸直徑，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速，已知兩軸承的徑向載荷分別為，外加軸向載荷，作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。解 （1）求兩軸承的計算軸向力和 對于的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力， 兩軸計算軸向力 （2）求軸承當(dāng)量動載荷和 由表13-5查得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，取，則 （3）確定軸承壽命 由于題目中沒給出在軸承的具體代號，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊得基本額定載荷，因為，所以按軸承1的受力大小驗算 13-6 若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為30207。其他條件同例題13-2，試驗算軸承的壽命。解 （1）求兩軸承受到的徑向載荷和 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中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的亦應(yīng)通過另加彎矩