機械設計課后習習題

機械設計課后習習題機械設計課后習習題機械設計課后習習題歡迎閱讀第三章機械部件的強度p45習題答案3-1某資料的對稱循環(huán)曲折疲倦極限σ1180MPa，取循環(huán)基數(shù)N05106，m9，試求循環(huán)次數(shù)分別為7000、25000、620000次時的有限壽命曲折疲倦極限。[解]σ1N1σ19N01805106N1971033-2已知資料的力學性能為σ260MPa，σ1170MPa，Φ0.2，試繪制此資料的簡化的等壽命sσ壽命曲線。[解]A'(0,170)C(26,00)得D'(2,2)，即D'(141.67,141.67)依照點A'(0,170)，C(260,0)，D'(141.67,141.67)按比率繪制該資料的極限應力求以以下列圖所示3-4圓軸軸肩處的尺寸為：D=72mm，d=62mm，r=3mm。如用題3-2中的資料，設其強度極限σB=420MPa，精車，曲折，βq=1，試繪制此部件的簡化等壽命疲倦曲線。[解]因D541.2，r30.067，查附表3-2，插值得σ1.88，查附圖3-1得qσ，d45d45將所查值代入公式，即查附圖3-2，得εσ0.75；按精車加工工藝，查附圖3-4，得βσ0.91，已知β1，則q依照A0,72.34,C260,0按比率繪出該部件的極限應力線圖以以下列圖3-5如題3-4中危險截面上的平均應力σm20MPa，應力幅σa20MPa，試分別按①rC②σmC，求出該截面的計算安全系數(shù)Sca。[解]由題3-4可知σ-1170MPa,σs260MPa,Φσ0.2,Kσ1）rC工作應力點在疲倦強度區(qū)，依照變應力的循環(huán)特點不變公式，其計算安全系數(shù)（2）σCm工作應力點在疲倦強度區(qū)，依照變應力的平均應力不變公式，其計算安全系數(shù)歡迎閱讀第五章螺紋連接和螺旋傳動p101習題答案5-1解析比較一般螺紋、管螺紋、梯形螺紋和鋸齒形螺紋的特點，各舉一例說明它們的應用螺紋類特點應用型一般螺牙形為等力三角形，牙型角60o，內外螺紋旋合后留一般聯(lián)接多用粗牙螺紋，細牙螺紋有徑向縫隙，外螺紋牙根贊同有較大的圓角，以減少紋常用于微小部件、薄壁管件或應力留集中。同一公稱直徑按螺距大小，分為粗牙和受沖擊、振動和變載荷的連接中，細牙。細牙螺紋升角小，自鎖性較好，搞剪強度高，也可作為微調機構的調整螺紋用但因牙細在耐磨，簡單滑扣管螺紋牙型為等腰三角形，牙型管聯(lián)接用細牙一般螺紋薄壁管件角55o，內外螺紋旋合后不過螺紋密封的55o圓柱管管接關、旋塞、閥門及其他附件徑向縫隙，牙頂有較大的螺紋圓角用螺紋密封的55o圓錐管管子、管接關、旋塞、閥門及其螺紋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)接螺紋梯形螺牙型為等腰梯形，牙側角3o，內外螺紋以錐面巾緊最常用的傳動螺紋紋不易松動，工藝較好，牙根強度高，對中性好鋸齒形牙型不為等腰梯形，工作面的牙側角3o，非工作面只能用于單向受力的螺紋聯(lián)接或螺紋的牙側角30o。外螺紋牙根有較大的圓角，以減少應螺旋傳動，如螺旋壓力機力集中。內外螺紋旋合后，大徑處無縫隙，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5-2將承受軸向變載荷的聯(lián)接螺栓的光桿部分做得細些有什么好處？答：能夠減小螺栓的剛度，從而提高螺栓聯(lián)接的強度。5-3解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，它的最大應力，最小應力如何得出？當氣缸內的最高壓?力提高時，它的最大應力，最小應力將如何變化？解：最大應力出現(xiàn)在壓縮到最小體積時，最小應力出現(xiàn)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。5-4圖5-49所示的底板螺栓組聯(lián)接受外力FΣ作用在包含x軸并垂直于底板接合面的平面內。試解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：此螺栓連接采用一般螺栓連接還是鉸制孔用螺栓連接為宜？為什么？Q215，若用M6×40鉸孔用螺栓連接，已知螺栓機械性能等級為8.8，校核螺栓連接強度。[解]采用鉸制孔用螺栓連接為宜由于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地址，并能承受橫向載荷，增強連接的可靠性和親密性，以防范受載后被連接件間出現(xiàn)縫隙或發(fā)生相對滑移，而一般螺栓連接靠結合面產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉矩，連接不牢靠。（1）確定M6×40的許用切應力[]歡迎閱讀由螺栓資料Q215，性能等級8.8，查表5-8，可知[σ]640MPa，查表，可知s5-10[S]（2）螺栓組碰到剪力F和力矩（TFL），設剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉矩T分在各個螺栓上的分力為Fj，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離為r,即r150752mm2cos45由圖可知，螺栓最大受力故M6×40的剪切強度不滿足要求，不能靠。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?，F(xiàn)如同圖5-50所示的兩種螺栓部署形式，設采用鉸制孔用螺栓連接，試問哪一種部署形式所用的螺栓直徑最小？為什么？[解]螺栓組碰到剪力F和轉矩，設剪力F分在各個螺栓上的力為Fi，轉矩T分在各個螺栓上的分力為Fj（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FmaxFiFj102030kN（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,載荷牢固，拉桿資料為Q235鋼，試設計此聯(lián)接。5-8兩塊金屬板用兩個M12的一般螺栓聯(lián)接。若接合面的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓預緊力控制在其信服極限的70%。螺栓用性能等級為4.8的中碳鋼制造，求此聯(lián)接所能傳達的橫向載荷。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(lián)接件之間的節(jié)余預緊力。5-10圖5-24所示為一汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。已知汽缸內的工作壓力P=0~1MPa，缸蓋與缸體均為鋼制，直徑D1=350mm,D2=250mm.上、下凸緣厚均為25mm.試設計此聯(lián)接。5-11設計簡單千斤頂（拜會圖5-41）的螺桿和螺母的主要尺寸。起重量為40000N，起重高度為200mm,資料自選。(1)選作資料。螺栓資料等采用45號鋼。螺母資料采用ZCuA19Mn2,查表確定需用壓強[P]=15MPa.(2)確定螺紋牙型。梯形螺紋的工藝性好，牙根強度高，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。因采用梯形螺紋且螺母兼作支承，故取，依照教材式（5-45）得按螺桿抗壓強度初選螺紋的內徑。依照第四強度理論，其強度條件為歡迎閱讀?但對中小尺寸的螺桿，能夠為，因此上式可簡化為式中，A為螺桿螺紋段的危險截面面積，;S為螺桿牢固性安全系數(shù)，對于傳力螺旋，S=3.5-5.0;對于傳導螺旋，S=2.5-4.0;對于精美螺桿或水平螺桿，S>4.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(shù)：螺紋外徑d=44mm,螺紋內徑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，一般應保證自鎖性要求，以防范事故。本題螺桿的資料為鋼，螺母的資料為青銅，鋼對青銅的摩擦系數(shù)f=0.09(查《機械設計手冊》)。因梯形螺紋牙型角,因此因,能夠滿足自鎖要求。注意：若自鎖性不足，可增大螺桿直徑或減沾上螺距進行調整。（7）計算螺母高度H.因選因此H=,取為102mm.螺紋圈數(shù)計算：螺紋圈數(shù)最好不要高出10圈，因此宜作調整。一般手段是在不影響自鎖性要求的前提下，可合適增大螺距P,而本題螺桿直徑的選定以抗壓強度計算的結果為準，耐磨性已相當豐饒，因此可合適減低螺母高度?，F(xiàn)取螺母高度H=70mm,則螺紋圈數(shù)z=10,滿足要求。（8）螺紋牙的強度計算。由于螺桿資料強度一般遠大于螺母資料強度，因此只需校核螺母螺紋的牙根強度。依照教材表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力為滿足要求歡迎閱讀螺母螺紋根部一般不會彎曲折斷，平時能夠不進行曲折強度校核。（9）螺桿的牢固性計算。當軸向壓力大于某一臨界值時，螺桿會發(fā)生側向曲折，喪失牢固性。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因此滿足牢固性要求。歡迎閱讀第六章鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接p115習題答案6-16-26-3在素來徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（以以下列圖），輪轂寬度，工作時有略微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計算其贊同傳達的最大扭矩。[解]依照軸徑d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm依照輪轂長度L'80120mm取鍵的公稱長度L90mm鍵的標記鍵2290GB1096-79鍵的工作長度為lLb902268mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為h7mmk2依照齒輪資料為鋼，載荷有略微沖擊，取許用擠壓應力[σp]110MPa依照一般平鍵連接的強度條件公式σ2T103[σ]pkldp變形求得鍵連接傳達的最大轉矩為6-46-56-6第八章帶傳動p164習題答案8-1V帶傳動的n11450rmin，帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)fv0.51，包角1180，初拉力F0360N。試問：（1）該傳動所能傳達的最大有效拉力為多少？（2）若dd1100mm，其傳達的最大轉矩為多少？（3）若傳動效率為，彈性滑動忽略不計，從動輪輸出效率為多少？1111e0.51[解]1Fec2F0efv12360147.84N111efv1e8-2V帶傳動傳達效率P7.5kW，帶速ν10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F1F2，試求緊邊拉力F1、有效拉力Fe和初拉力F0。[解]FeνP10008-3V帶傳動，電動機功率8-4有一帶式輸送裝置，其異步電動機與齒輪減速器之間用一般P=7kW，轉速n1960rmin，減速器輸入軸的轉速n2330rmin，贊同誤差為5%，運輸裝置工作時有輕度沖擊，兩班制工作，試設計此帶傳動。歡迎閱讀[解]（1）確定計算功率Pca由表8-7查得工作情況系數(shù)KA1.2，故（2）選擇V帶的帶型依照Pca、n1，由圖8-11采用B型。（3）確定帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速ν①由表8-6和8-8，取主動輪的基準直徑dd1180mm②驗算帶速ν③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Ld①由式0.7dd1dd2a02dd1dd2，初定中心距a0550mm。②計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度Ld2240mm③實質中心距a中心距的變化范圍為550~630mm。（5）驗算小帶輪上的包角α1故包角合適。（6）計算帶的根數(shù)z①計算單根V帶的額定功率Pr由dd1180mm和n1960ms，查表8-4a得P0依照n1960960ms,i和B型帶，查表得P0330查表8-5得kα，表8-2得kL1，于是②計算V帶的根數(shù)z取3根。（7）計算單根V帶的初拉力的最小值F0min由表8-3得B型帶的單位長度質量q018kgm，因此（8）計算壓軸力（9）帶輪結構設計（略）歡迎閱讀第九章鏈傳動p184習題答案9-2某鏈傳動傳達的功率P1kW，主動鏈輪轉速n148rmin，從動鏈輪轉速n214rmin，載荷平穩(wěn)，如期人工潤滑，試設計此鏈傳動。[解]（1）選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪齒數(shù)z119，大鏈輪的齒數(shù)z2iz1n1z1481965n214（2）確定計算功率由表9-6查得KA1.0，由圖9-13查得Kz1.52，單排鏈，則計算功率為（3）選擇鏈條型號和節(jié)距依照Pca1.52kW及n148rmin，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a0(30~50)p(30~50)25.4762~1270mm。取a0900mm，相應的鏈長節(jié)數(shù)為取鏈長節(jié)數(shù)Lp114節(jié)。查表9-7得中心距計算系數(shù)f10.24457，則鏈傳動的最大中心距為ν（5）計算鏈速，確定潤滑方式由ν0.386ms和鏈號16A，查圖9-14可知應采用如期人工潤滑。（6）計算壓軸力Fp有效圓周力為p10001Fe1000259N1ν鏈輪水平部署時的壓軸力系數(shù)KFp1.15，則壓軸力為FpKFpFe1.1525912980N9-3已知主動鏈輪轉速n1850rmin，齒數(shù)z121，從動鏈齒數(shù)z299，中心距a900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為，工作情況系數(shù)KA1，試求鏈條所能傳達的功率。[解]

由Flim

，查表

9-1得

p

，鏈型號

16A依照

p

，n1

850rmin

，查圖

9-11得額定功率

Pca

35kW由z1

21查圖

9-13得Kz

歡迎閱讀且KA1歡迎閱讀第十章齒輪傳動p236習題答案10-1試解析圖10-47所示的齒輪傳動各齒輪所受的力（用受力求表示各力的作用地址及方向）。[解]受力求以以下列圖：補充題：如圖（b），已知標準錐齒輪m5,z120,z250,Φ0.3,T24105Nmm，標準R斜齒輪mn6,z324，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，β2、3齒輪各分應為多少？并計算力大小。[解]（1）齒輪2的軸向力：齒輪3的軸向力：mzαδ即sinβn3tansin2m1ΦRz2由z250sinδ2cosδ2tanδ220z1即β（2）齒輪2所受各力：齒輪3所受各力：10-6設計銑床中的一對圓柱齒輪傳動，已知P17.5kW,n11450rmin,z126,z254，壽命Lh12000h，小齒輪相對其軸的支承為不對稱部署，并畫出大齒輪的機構圖。[解](1)選擇齒輪種類、精度等級、資料①采用直齒圓柱齒輪傳動。②銑床為一般機器，速度不高，應采用7級精度（GB10095-88）。③資料選擇。由表10-1選擇小齒輪資料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者資料硬度差為40HBS。（2）按齒面接觸強度設計）確定公式中的各計算值①試選載荷系數(shù)Kt②計算小齒輪傳達的力矩③小齒輪作不對稱部署，查表10-7，采用Φd1④由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)ZE2⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲倦強度極限σ600MPa；大齒輪的Hlim1接觸疲倦強度極限σ550MPa。Hlim2歡迎閱讀⑥齒數(shù)比uz254z126⑦計算應力循環(huán)次數(shù)⑧由圖10-19取接觸疲倦壽命系數(shù)KHN10.98,KHN2⑨計算接觸疲倦許用應力取無效概率為1%，安全系數(shù)S12）計算①計算小齒輪分度圓直徑d，代入σ中較小值1tH②計算圓周速度ν③計算尺寬b④計算尺寬與齒高之比bh⑤計算載荷系數(shù)依照ν4.066ms，7級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv直齒輪，KHKF1由表10-2查得使用系數(shù)KA由表10-4用插值法查得KHβ由b11.56，KHβ1.420，查圖10-13得KFβh故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.21⑥按實質的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑⑦計算模數(shù)m取⑧幾何尺寸計算分度圓直徑：d1mz12.52665mm中心距：d1d265135a100mm22確定尺寬：圓整后取b252mm,b157mm。（3）按齒根曲折疲倦強度校核①由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲倦強度極限σ500MPa；大齒輪的曲折疲倦強FE1度極限σ380MPa。FE2②由圖10-18取曲折疲倦壽命KFN10.89,KFN20.93。歡迎閱讀③計算曲折疲倦許用應力取曲折疲倦安全系數(shù)S④計算載荷系數(shù)⑤查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)由表10-5查得YFa1YFa2⑥校核曲折強度依照曲折強度條件公式σ2KT1YYσ進行校核Fbd1mFaSaF因此滿足曲折強度，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n1750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為z124,z2108,β922',mn6mm,b160mm，8級精度，小齒輪資料為38SiMnMo（調質），大齒輪資料為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部署，試計算該齒輪傳動所能傳達的功率。[解]（1）齒輪資料硬度查表10-1，依照小齒輪資料為38SiMnMo（調質），小齒輪硬度217~269HBS，大齒輪資料為45鋼（調質），大齒輪硬度217~255HBS（2）按齒面接觸疲倦硬度計算①計算小齒輪的分度圓直徑②計算齒寬系數(shù)1③由表10-6查得資料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MPa2，由圖10-30采用地域系數(shù)ZH④由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲倦強度極限σHlim1730MPa；大齒輪的接觸疲倦強度極限σ550MPa。Hlim2⑤齒數(shù)比z2108u24z1⑥計算應力循環(huán)次數(shù)⑦由圖10-19取接觸疲倦壽命系數(shù)KHN11.04,KHN2⑧計算接觸疲倦許用應力取無效概率為1%，安全系數(shù)S1⑨由圖10-26查得ε10.75,ε20.88,則εε1ε2⑩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)

bh歡迎閱讀依照ν5.729ms，8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Kv由表10-3，查得KHKF按略微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)KA由表10-4查得KHβ{按Φd=1查得}由b11.85，KHβ1.380，查圖10-13得KFβh故載荷系數(shù)KKAKvKHKH由接觸強度確定的最大轉矩（3）按曲折強度計算①計算載荷系數(shù)KKAKKFKF②計算縱向重合度εΦztanβ24βd1③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ④計算當量齒數(shù)⑤查取齒形系數(shù)YFa及應力校正系數(shù)YSa由表10-5查得YFa1YFa2⑥由圖10-20c查得小齒輪的曲折疲倦強度極限σ520MPa；大齒輪的曲折疲倦FE1強度極限σ430MPa。FE2⑦由圖10-18取曲折疲倦壽命KFN10.88,KFN2。⑧計算曲折疲倦許用應力取曲折疲倦安全系數(shù)Sσ⑨計算大、小齒輪的，并加以比較YFaYSa取σFminσσF1,F2YFaYSaYFa1YSa1YFa2YSa2⑩由曲折強度確定的最大轉矩（4）齒輪傳動的功率取由接觸強度和曲折強度確定的最大轉矩中的最小值即T11284464.096N歡迎閱讀第十一章蝸桿傳動p272習題答案11-1試解析圖11-26所示蝸桿傳動中各軸的輾轉方向、蝸輪輪齒的螺旋方向及蝸桿、蝸輪所受各力的作用地址及方向。[解]各軸的輾轉方向以以下列圖所示，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地址及方向以以下列圖11-3設計用于帶式輸送機的一般圓柱蝸桿傳動，傳達效率P15.0kW,n1960rmin，傳動比23，由電動機驅動，載荷平穩(wěn)。蝸桿資料為20Cr，滲碳淬火，硬度58HRC。蝸輪資料為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）。[解]（1）選擇蝸桿傳動種類依照GB/T10085-1988的介紹，采用漸開線蝸桿（ZI）。（2）按齒面接觸疲倦強度進行設計①確定作用蝸輪上的轉矩T2按z12，估取效率η0.8，則②確定載荷系數(shù)K因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不平均系數(shù)Kβ1；由表11-5采用使用系數(shù)KA1；由于轉速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)KV，則1③確定彈性影響系數(shù)ZE蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相當，故ZE160MPa2④確定接觸系數(shù)Zp假設d10.35，從圖11-18中可查得Zpa⑤確定許用接觸應力σH由表11-7中查得蝸輪的基本許用應力σH'268MPa應力循環(huán)系數(shù)N60n2jLh6096017107237壽命系數(shù)KHN8104.2110則HKHNH'0.835526822.3914MPaσσ⑥計算中心距取中心距a200mm，因i23，故從表11-2中取模數(shù)m8mm，蝸桿分度圓直徑d180mm。此時d1800.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Zp'2.74，由于a200Zp'Zp，因此以上計算結果可用。（3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸歡迎閱讀①蝸桿蝸桿頭數(shù)

z1

2，軸向齒距

pa

m8

25.133；直徑系數(shù)

q

10；齒頂圓直徑da1

d1

2ha*m

96mm；齒根圓直徑

df1

d1

2ha*m

c

60.8mm；分度圓導程角1118'36"；蝸桿軸向齒厚Sa0.5m12.567mm。②蝸輪蝸輪齒數(shù)z247；變位系數(shù)x2驗算傳動比iz24723.5，此時傳動比誤差232.17%，是贊同的。z1223蝸輪分度圓直徑d2mz2847376mm蝸輪喉圓直徑da2d22mha*x2376281384m蝸輪齒根圓直徑df2d22hf2376281蝸輪咽喉母圓直徑rg2a1da2200137612mm22（4）校核齒根曲折疲倦強度①當量齒數(shù)zv2z247cos3γcos31115'36"依照x20.5,zv249.85，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)YFa2②螺旋角系數(shù)β1γ1140140③許用曲折應力σFσF'KFN從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用曲折應力σ'56MPaF6壽命系數(shù)KFN9100.6674.2110④校核齒根曲折疲倦強度曲折強度是滿足的。（5）驗算效率η已知γ1118'36";varctanfv；fv與相對滑動速度va相關從表11-18中用插值法查得fv，v121'48"，代入式得0.845~0.854，大于原估計值，因此不用重算。歡迎閱讀第十三章轉動軸承p34213-1

習題答案試說明以下各軸承的內徑有多大？哪個軸承公差等級最高？哪個贊同的極限轉速最高？哪個承受徑向載荷能力最高？哪個不能夠承受徑向載荷？N307/P4

6207

30207

51301[解]

N307/P4、6207、30207的內徑均為

35mm，51301的內徑為

5mm；N307/P4的公差等級13-5

最高；6207承受徑向載荷能力最高；依照工作條件，決定在軸的兩端用α

N307/P4不能夠承受徑向載荷。25的兩個角接觸球軸承，如圖

13-13b所示正裝。軸頸直徑

d

35mm，工作中有中等沖擊，轉速

n

1800rmin

，已知兩軸承的徑向載荷分別為

Fr1

3390N

，

Fr2

3390N，外加軸向載荷

Fae

870N

，作用方向指向軸承

1，試[解]

確定其工作壽命。（1）求兩軸承的計算軸向力

Fa1和Fa2對于α25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）求軸擔當量動載荷P1和1P2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1X11Y10

Fd

r，e

對軸承

2

X2

Y2

因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表

13-6，取

fp

1.5，則（3）確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的詳盡代號，這里假設采用

7207AC，查軸承手冊得基本13-6

額定載荷C29000N，由于P1P2，因此按軸承若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子軸承，代號為驗算軸承的壽命。

1的受力大小驗算30207。其他條件同例題

13-2，試[解]

（1）求兩軸蒙碰到的徑向載荷

Fr1

和Fr2將