濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)第九版課后習(xí)題答案

3-1某材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限σ1180MPa，取循環(huán)基數(shù)N05106，m9，試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限。[解]

51067103

373.6MPa

51062.5104

.

51066.2105

227.0MPa3-2已知材料的力學(xué)性能為σ

260MPa，σ

0.2，試?yán)L制此材料的簡化的等壽命壽命曲線。[解] C(260,0)Φ

2σ

σσ

2σ1Φ1Φ

217010.2

.得D'(283.332,283.332)，即D'(141.67,141.67),如下圖所示如題如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力σm20MPa，應(yīng)力幅σ①①rC②σmC，求出該截面的計(jì)算安全系數(shù)S D設(shè)其強(qiáng)度極限勞曲線。

σB=420MPa，精車，彎曲，βq=1，試?yán)L制此零件的簡化等壽命疲[解]

r

0.067，查附表3-2，插值得

1.88，查附圖3-1得q

0.78，將所查值代入公式，即

kKεσσ .

1 1 11 12.35 0.75 0.91 1.

caKσσσσ[解]

由題3-4可知σ

170MPa,σ

260MPa,Φ

0.2,K

2.35（1）rC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(jì)算安全系數(shù)ca

（2）σmC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(jì)算安全系數(shù)ca

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(gè)螺栓與立柱相連接，托架所承受的最大載荷為20kN，載荷有較大的變連接強(qiáng)度。[解]

采用鉸制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)，鉸制孔用螺栓連接能精確固定被連接件的相對(duì)位置，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(duì)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M6×40的許用切應(yīng)力[]由螺栓材料Q215，性能等級(jí)8.8，查表5-8，可知[σs]640MPa，查表5-10，可知[S]3.5~5.0[][σs] [S] 3.5~5.0]]σiiF

426.67MPaF，轉(zhuǎn)矩T分在各個(gè)螺栓上的分力為F，各螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱中心的距離 為r,即r

752mmFF

1 F202.5kN8 FL 8r 8752103

52kN由圖可知，螺栓最大受力F

F

F

2F

cosθ2.52(52)222.552cos459.015kN

F40

9.0151036103

319[]

Fmaxd0Lmin

9.015103610311.4103

131.8[σ

組的垂直對(duì)稱軸線相平行、距離為250mm、大小為60kN的載荷作用?，F(xiàn)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??？為什么？[解]

螺栓組受到剪力F和轉(zhuǎn)矩，設(shè)剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為F分在各個(gè)螺栓上的分力為FiiF 2 2 4 12510

6010kN

602501036125103

由（a）圖可知，最左的螺栓受力最大Fmax

F

F

102030kN（b）方案中 Fi6F66010kNF

r2i1

r2i1

60250103 125210326 2 2

24.39kN由（b）圖可知，螺栓受力最大為Fmax

F

2F

22F

cosθ102(24.39)221024.39

.kN

4F6-3在一直徑d80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如下圖），輪轂寬度L1.5d，工作時(shí)有輕微沖擊。試確定平鍵的尺寸，并計(jì)算其允許傳遞的最大扭矩。[解]根據(jù)軸徑d80mm，查表得所用鍵的剖面尺寸為b22mm，h14mm根據(jù)輪轂長度L'1.5d1.580120mm取鍵的公稱長度L90mm鍵的標(biāo)記鍵2290GB1096-79鍵的工作長度為lLb902268mm鍵與輪轂鍵槽接觸高度為

7mm根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應(yīng)力[σp]110MPa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kld[σ3PF2TFd

768801102094Nm

V帶傳動(dòng)的n

f

初拉力Fdd1100mm，其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？（3）若傳動(dòng)效率為0.95，彈性滑動(dòng)忽略不計(jì)，從動(dòng)輪輸出效率為多少？[解]

2F

11

fv1

11e0.51e0.51

478.4N

10010-3

ν ec 1 1000 1000601000 10006010003.45kW8-2V帶傳動(dòng)傳遞效率P7.5kW，帶速ν10ms，緊邊拉力是松邊拉力的兩倍，即F

F

，試求緊邊拉力F

、有效拉力F

和初拉力F[解]

PF

Fν001000P

750NF

F

F

且F

2FF

2F

27501500NF

F

FF

F

F

1125N8-4有一帶式輸送裝置，其異步電動(dòng)機(jī)與齒輪減速器之間用普通V帶傳動(dòng)，電動(dòng)機(jī)功率P=7kW，轉(zhuǎn)速n

960rmin，減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速n

330rmin，允許誤差為5%，運(yùn)輸裝置工作時(shí)有輕度沖擊，兩班制工作，試設(shè)計(jì)此帶傳動(dòng)。[解]

（1）確定計(jì)算功率P由表8-7查得工作情況系數(shù)KA1.2，故P

KAP1.278.4kW根據(jù)P、n，由圖8-11選用B型。 （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗(yàn)算帶速ν

d1

180mm②驗(yàn)算帶速νd1n601000

601000

9.0432ms5msν30ms帶速合適③計(jì)算從動(dòng)輪的基準(zhǔn)直徑

dd1n

.L 2550180500 （4）確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld①由式0.7d

d1

a

d1

，初定中心距a

550mm。②計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度d

d d2a dd d2 d10 2 d1 d2 4a2 2214mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度L

2240mm③實(shí)際中心距aaa

550

中心距的變化范圍為550~630mm。（5）驗(yàn)算小帶輪上的包角α

d1

573a

故包角合適。（6）計(jì)算帶的根數(shù)z①計(jì)算單根V帶的額定功率Pr由d

d1

960ms，查表8-4a得P

3.25kW根據(jù)n

960ms,i9602.9和B型帶，查表得P

.查表8-5得kα0.914，表8-2得kL1，于是Pr

P

(3.250.303)0.91413.25kWzPcaPr

8.43.25

2.58（7）計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值F

minminsinαcaqν25002.50.9148.40.189.04322283N由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量q018kgm，所以F

kαzν

P（8）計(jì)算壓軸力F

2zF

147

1628N（9）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（略）11p 1 2

某鏈傳動(dòng)傳遞的功率P1kW，主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n

48rmin，從動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速

14rmin，載荷平穩(wěn)，定期人工潤滑，試設(shè)計(jì)此鏈傳動(dòng)。[解]（1）選擇鏈輪齒數(shù)

1965（2）確定計(jì)算功率由表9-6查得K

1.0，由圖9-13查得K

Pca（3）選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距根據(jù)Pca

1.52kW及n

48rmin，查圖9-11，可選16A，查表9-1，鏈條節(jié)（4）計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距a

(30~50)p(30~50)25.4762~1270mm。取a

應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為

p0

a zz zz2 201 22 1p 2 2a900 196565192 25.4 2 2

114取鏈長節(jié)數(shù)Lp114節(jié)。af2Lzz0.2445725.421141965895mmp（5）計(jì)算鏈速ν，確定潤滑方式

601000

601000

0.386ms850rmin，查圖9-11得額定功率Pca35kWFFpF由ν0.386ms和鏈號(hào)16A，查圖9-14可知應(yīng)采用定期人工潤滑。（6）計(jì)算壓軸力Fp有效圓周力為

Fe1000

.

鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù)KF1.15，則壓軸力為F

已知主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速n

850rmin，齒數(shù)z

21，從動(dòng)鏈齒數(shù)z

99，中心距a900mm，滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN，工作情況系數(shù)KA1，試求鏈條所能傳遞的功率。[解]由F

21查圖9-13得K

且K1P

Pca

11.45

14kW10-1試分析圖10-47所示的齒輪傳動(dòng)各齒輪所受的力（用受力圖表示各力的作[解]受力圖如下圖：

20,z

50,Φ

0.3,T24105Nmm，F(xiàn)t2tanαsinδ2TFa3,α20,Tsinβmnz3tanαsinδFt2tanαcosδFt2tanαsinδcosαcosβ標(biāo)準(zhǔn)斜齒輪

6,z

24，若中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，β應(yīng)為多少？并計(jì)算2、3齒輪各分力大小。[解]（1）齒輪2的軸向力：Fa2

Fa3

Ft3tanβ2T

tanβm

tanβmzn3

sinβFa2

即sinβ

sinδ

.

Ft2

3.765103N3.765kNFr2

2

3.765103tan200.3710.508103N0.508kNFa2

2

3.765103tan200.9281.272103N1.272kNF

F

3.765103

4kNFFt3tanα coscosβFt3tanβ5.40810tanΦΦ1 σF

m

cosβ

cos13.2315.408103N5.408kNFr3

5.408103tan20cos12.321

2.022103N2.022kNFa3

5.408103tan201.272103N1.272kNcos12.321Fn3

Ft3cosαcosβ

3.765103

5.889103N5.889kN10-6 設(shè)計(jì)銑床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，已知P

7.5kW,n

1450rmin,z

54，壽命L

12000h，小齒輪相對(duì)其軸的支承為不對(duì)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(jí)、材料①選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。（2）按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

2.323

KTu1Zd

1）確定公式中的各計(jì)算值①試選載荷系數(shù)Kt1.5②計(jì)算小齒輪傳遞的力矩

95.5105P

95.51057.51450

49397Nmm③小齒輪作不對(duì)稱布置，查表10-7，選取Φ1.0uuzd11jL11 σ

189.8MPa⑤由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2550MPa。⑥齒數(shù)比

5426

2.08⑦計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)1

60nh

6014501120001.044109

1.044109

⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.98,KHN21.0⑨計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1

KHN1σHlim10.98600 Hlim2

MPa5MPa2）計(jì)算①計(jì)算小齒輪分度圓直徑d

，代入中較小值

2.323

KTu1ZΦ d

2

2.323

1.5493972.081189.82 53.577mm1 2.08 ②計(jì)算圓周速度νn601000

601000

4.066ms③計(jì)算尺寬bbΦdd1t153.57753.577mm④計(jì)算尺寬與齒高之比

11 σ h2.25m

2.252.0614.636mm

..

.⑤計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)ν4.066ms，7級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)K

1.2直齒輪，KHKF1由表10-4用插值法查得KHβ1.420由11.56，K

Hβ

1.420，查圖10-13得K

Fβ

1.37故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.211.4202.13⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑

d1t3

2.

60.22⑦計(jì)算模數(shù)mmd1

.32取m2.5⑧幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑：d

2.52665mm

中心距：確定尺寬：

a

65135

100mm

2KTu12.5Z2 22.13493972.0812.5189.82 51.74mm652 2. 566. 圓整后取b

57mm。（3）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核①由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σ

FE1

500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2380MPa。②由圖10-18取彎曲疲勞壽命KFN10.89,KFN20.93。③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4

F

FN1

FE1

.

317.86MPa

F

FN2 FE2.

④計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.211.372.055⑤查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)

a

2.6

Fa2

2.304 1.595 ⑥校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式

F F

F

Fa1

a

F

F

a

Sa2

2.31.71294.61MPaσ

F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(dòng)，已知n1750rmin，兩齒輪的齒數(shù)為

24,z

108,β922',m uuz制，小齒輪相對(duì)其軸的支承為對(duì)稱布置，試計(jì)算該齒輪傳動(dòng)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38SiMnMo （調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度（2）按齒面接觸疲勞硬度計(jì)算

Φεd3d1

①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑

β

9'

②計(jì)算齒寬系數(shù)

189.8MPa2，由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH2.47σHlim1730MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2550MPa。⑤齒數(shù)比

10824

4.5⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)1

60nh

6075013002025.4108

5.4108

⑦由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN11.04,KHN21.1⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S1 Φεd u 22

Hlim1

759.2MPa

Hlim2

1.1550

MPa

0.75,ε

0.88,則ε

ε

ε

1.63⑩計(jì)算齒輪的圓周速度601000

601000

5.729ms計(jì)算尺寬與齒高之比b

d1cosβ

6h2.25m2.25613.5mm

13

85計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)ν5.729ms，8級(jí)精度，查圖10-8得動(dòng)載荷系數(shù)K

1.22由表10-3，查得KHKF1.4由表10-4查得KHβ1.380 {按Φd=1查得}由11.85，K

Hβ

1.380，查圖10-13得K

Fβ

1.33故載荷系數(shù)KKAKvKHKH1.251.221.41.3802.946由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩13d1 2K u11.0961.63145.953 1284464.096N

2H E4.5 605 2 4.512.47189.8（3）按彎曲強(qiáng)度計(jì)算

Φ d 1

Fcos3cos3K⑨計(jì)算大、小齒輪的⑨計(jì)算大、小齒輪的σ取取σ，并加以比較，并加以比較11 , 66.05 2①計(jì)算載荷系數(shù)KKAKKFKF1.251.221.41.332.840②計(jì)算縱向重合度εβ0.318Φdz1tanβ0.3181.09624tan922'1.380③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yβ0.92④計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)

Fa

Fa1

2.62

Fa2

2.17

1.59

1.80⑥由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2430MPa。⑦由圖10-18取彎曲疲勞壽命KFN10.88,KFN20.90。⑧計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4

F

FN1

FE1

0.88520.

305.07MPa

F2

FE2

0.90430258MPa.FσF1

.2.621.5973.23σF2

2.171.8066.05

F

σ σF F ⑩由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩

Φ d 1

F

1.0961.63145.9526

66.052885986.309Nmm（4）齒輪傳動(dòng)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T11284464.096NP

9.55106

9.55106

100.87kW11-1試分析圖11-26所示蝸桿傳動(dòng)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。蝸輪所受各力的作用位置及方向如下圖11-3設(shè)計(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率P

5.0kW,n[解]（1）選擇蝸桿傳動(dòng)類型 σK （2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)a3KT

2P①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按z

2，估取效率η0.8，則

9.55106

P29.55106

Pηi

9.5510650.8915208Nmm②確定載荷系數(shù)KK系數(shù)KKK 111.051.05③確定彈性影響系數(shù)Z 蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故

160MPa④確定接觸系數(shù)Zp假設(shè)d10.35，從圖11-18中可查得Zp2.9a⑤確定許用接觸應(yīng)力σ由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力σ'268MPaH應(yīng)力循環(huán)系數(shù)N60n2jL

60

9601730084.21107壽命系數(shù)

HN

8

1074.21107

0.8355

H

H⑥計(jì)算中心距160.396mm.取中心距a200mm，因i23，故從表11-2中取模數(shù)m8mm，蝸桿分80mm。此時(shí)d圓直徑圓直徑d mc60.8mm； m96mm；齒根圓直徑d 分 d2 d2h2m 3762810.5384m *x度圓直徑d

a

0.4，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Z'2.74，因?yàn)閆'Z，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。p p （3）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸①蝸桿蝸桿頭數(shù)z2，軸向齒距pm825.133；直徑系數(shù)q10；齒頂 a* a1 1 a 1 a度圓導(dǎo)程角γ1118'36"；蝸桿軸向齒厚S0.5m12.567mm。a②蝸輪蝸輪齒數(shù)z

47；變位系數(shù)x

驗(yàn)算傳動(dòng)比i

472

23.5，此時(shí)傳動(dòng)比誤差

23.523

2.17%，是允許的。蝸輪分度圓直徑dmz 蝸輪喉圓直徑 da2

a 蝸輪齒根圓直徑df2d22hf23762810.50.2364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑rad2a220037612mm（4）校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

F

d1d2m Fa2

F①當(dāng)量齒數(shù)

cos3γ

根據(jù)x

0.5,z

a2

2.75

140

1131

0.③許用彎曲應(yīng)力σσ'KF F 從表11-8中查得由ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力601000cosγ10壽命系數(shù)K 9 FN 4.21107

0.66σσ'K 560.6636.958MPaF F ④校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

F

F彎曲強(qiáng)度是滿足的。（5）驗(yàn)算效率ηη0.95~0.96tanγtanγv已知γ1118'36";arctanf；f與相對(duì)滑動(dòng)速度v相關(guān) aa1n601000cos1118'36"4.099ms從表11-18中用插值法查得fv0.0238，v1.36338121'48"，代入式得η0.845~0.854，大于原估計(jì)值，因此不用重算。dd1,F13-1試說明下列各軸承的內(nèi)徑有多大？哪個(gè)軸承公差等級(jí)最高？哪個(gè)允許的極限轉(zhuǎn)速最高？哪個(gè)承受徑向載荷能力最高？哪個(gè)不能承受徑向載荷？N307/P4 6207 30207 [解]的公差等級(jí)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所示正裝。軸頸直徑d35mm，工作中有中等沖擊，轉(zhuǎn)速n1800rmin，已知兩軸承的徑向載荷分別為Fr1

3390N，F(xiàn)r2

3390N，外加軸向載荷Fae

870N，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(jì)算軸向力F和Fa1 對(duì)于α25的角接觸球軸承，按表13-7，軸承派生軸向力F

0.68Fr

e0.68Fd1

0.68Fr1

0.6833902305.2NF

0.68Fr2

0.681040707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fa1

ae

FFa2

d1

Fae（2）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P

Fa1Fr1

0.68eFa2Fr2

2

1.38e由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1

對(duì)軸承2

.P1

X1Fr1

1Fa1

1.51339002305.25085NP2

1.50.4110400.871435.22512.536N（3）確定軸承壽命由于題目中沒給出在軸承的具體代號(hào)，這里假設(shè)選用7207AC，查軸承手冊(cè)得基本額定載荷C29000N，因?yàn)镻

P

，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算

106C3 60nP

106 290003 1717.5h601800508513-6例題13-2，試驗(yàn)算軸承的壽命。[解]（1）求兩軸承受到的徑向載荷Fr1

和Fr2兩個(gè)平面力系。其中：圖c中的F

為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖a中的Fae

亦應(yīng)通過另加彎矩而平移到作用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖FFd1,FFFd2,F

由力分析可知：Fr1V

Fre

200Fae200320

d2

520

314

225.38NFr2V

Fre

Fr1V

900225.38674.62NFr1H

200320

F

2200846.15NFr2H

F

Fr1H

2200846.151353.85NFr1

Fr1V

2Fr1H

2225.382846.152875.65NFr2

Fr2V

2Fr2H

2674.6221353.8221512.62N（2）求兩軸承的計(jì)算軸向力F

和Fa2查手冊(cè)的30207的e0.37，Y1.6，C54200NFd1

Fr1

87521.6

273.64NF

Fr2

1512.62472.69N21.6兩軸計(jì)算軸向力Fa1

ae

F

max273.64,400472.69872.69NFa2

d1

Fae

max472.69,273.64400472.69N（3）求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P

和PFa1Fr1

.

0.9966eFa2Fr2

.

0.3125e由表13-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)為對(duì)軸承1

.

對(duì)軸承2

P1

f

X1Fr1

1Fa1

1.50.4875.651.6872.692619.846NP2

f

2Fa2

1.511512.620472.692268.93N（4）確定軸承壽命因?yàn)镻

P

106C3 60nP

106 542003 283802.342hLh'605202619.846故所選軸承滿足壽命要求。13-7軸承在壽命不降低的條件下將工作可靠性提高到99%，試確定可能用來替換的軸承型號(hào)。[解]查手冊(cè)得6308軸承的基本額定動(dòng)載荷C40800N。查表13-9，得可靠性為90%時(shí)，a可靠性為90%時(shí)

106aC31 60nP

1061408003 60n P 可靠性為99%時(shí)

106aC31 60nP

1060.21C3 60n P

1061408003 60n P

1060.21C3 60n P

C4080068641.547N.查手冊(cè)，得6408軸承的基本額定動(dòng)載荷C65500N，基本符合要求，故可用來替換的軸承型號(hào)為6408。軸答案15-4

圖15-28所示為某減速器輸出軸的結(jié)構(gòu)圖，試指出其設(shè)計(jì)錯(cuò)誤，并畫出改正圖。[解]（1）處兩軸承應(yīng)當(dāng)正裝。（2）處應(yīng)有間隙并加密封圈。（3）處應(yīng)有軸間定位。（4）處鍵不能伸入端蓋，軸的伸出部分應(yīng)加長。（5）處齒輪不能保證軸向固定。（6）處應(yīng)有軸間定位。（7）處應(yīng)加調(diào)整墊片。正圖見軸線下半部分。1

32315-30b所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速n2180rmin，傳動(dòng)功率P5.5kW，有關(guān)的齒輪參數(shù)見下表：Ft2tanβ

20°20°

922'右（a） [解]（1）求出軸上轉(zhuǎn)矩T9.55106

P

9.55106.

291805.56Nmm（2）求作用在齒輪上的力

311210

'

9324F