西工大版機(jī)械設(shè)計(jì)答案第八版

1、第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度 習(xí)題答案(ti 180MPa )取3-1某材料的對(duì)稱循環(huán)彎曲疲勞極限 循環(huán)基數(shù)No 5 106, m 9,試求循環(huán)次數(shù)(ti 180MPa )取7 000、25 000、620 000次時(shí)的有限壽命彎曲疲勞極限解ONNi b i9180Ni5 106N0180; 7 1039 5 1062.5 104373.6MPa324.3MPa、6.2 105、6.2 105227.0MPa“in3。制丁 180,N33-2已知材料的力學(xué)性能為Os 260MPa) 0 170MPa)以0.2,試?yán)L制此材料的簡(jiǎn)化的等壽命壽命曲線。解A(0,170)C(260,0)2-00，用2 (T

2、100：1。% -2- 2 170 283.33MPa1 。1 0.2得 D(283.3%,283.3%),即 D(141.67,141.67)根據(jù)點(diǎn) A(0,170) , C(260,0) ,D(141.67,141.67)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 oB=420MPa,精車(chē)，彎曲， 妒1,試?yán)L制此零 件的簡(jiǎn)化等壽命疲勞曲線。 TOC o 1-5 h z 解因2 54 1.2, 520.067 ,查附表3-2,插值得 d 45d 45.1.88,查附圖3-1得q, 0.78,將

3、所查值代入公式，即。1 q。 。11 0.78 1.88 11.69查附圖3-2,得 0.75；按精車(chē)加工工藝，查附 圖3-4）得0.91,已知自1,則1.691 d1(T0.75 0.91(TA0,170235 ,C 260,0 ,D 141.67,141.672352.352.35根據(jù) A 0,72.34 ,C 260,0 ,D 141.67,60.29 按比例繪出該零件的 極限應(yīng)力線圖如下圖A0.72.34)D (141.67.60.29)：0，(260, 0J G：0，(260, 0J G3-5如題3-4中危險(xiǎn)截面上的平均應(yīng)力 用20MPa, 應(yīng)力幅年20Mpa ,試分別按r C C,

4、求出該截 面的計(jì)算安全系數(shù)以。解由題3-4可知d 170MPa, cs 260MPa,。0.2, K。2.35A 9 72. 34)一O- ：H I, 67,60, 29)(0, 30)0(20,0C 260. 0)缶r C工作應(yīng)力點(diǎn)在疲勞強(qiáng)度區(qū)，根據(jù)變應(yīng)力其計(jì)算安全系數(shù)一其計(jì)算安全系數(shù)一還2.282.35 30 0.2 20Sca K. %。%/ c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)o d K。0m 1702.35 0.2。 20 d QdSca1 .81Kff ca 0m2.35 30 20第五草螺紋連接和螺旋傳動(dòng) 習(xí)題答案5-5圖5-49是由兩塊邊板和

5、一塊承重板焊接的龍門(mén)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,載荷有較大的變動(dòng)。試問(wèn)：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錢(qián)孔用螺栓連接，已知螺栓機(jī)械性能等級(jí)為 栓連接強(qiáng)度。,8 ,校核螺連接，已知螺栓機(jī)械性能等級(jí)為 栓連接強(qiáng)度。,8 ,校核螺解采用錢(qián)制孔用螺栓連接為宜因?yàn)橥屑芩艿妮d荷有較大變動(dòng)，較制孑 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(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩，連接不牢靠。

6、(1)確定M6X40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os 640MPa,查表5-10,可知os 640MPa,查表5-10,可知S 3.5 5.0區(qū) 640區(qū) 640S 3.5 5.0182.86 128 MPabp & 640 426.67MPa p Sp 1.5(2)螺栓組受到剪力F和力矩(T fl),設(shè) 剪力F分在各個(gè)螺栓上的力為轉(zhuǎn)矩T分在 各個(gè)螺栓上的分力為Fj,各螺栓軸線到螺栓組對(duì)稱中心的距離為r,即r150 75.2 mm2 cos 45F對(duì)稱中心的距離為r,即r150 75.2 mm2 cos 45FiFj1f 8 FL20 2.5kN20 30

7、0 108r 8 75%2 10 352kN由圖可知，螺栓最大受力Fmaxv-Fi2Fj22FiFjcos 02.52(52)22 2.55 3.765 10 tan 20 0.371 0.508 10 N 0.508kN33Fa2Ftztanasin 3,765 10 tan 20 0.928 1.272 10 N 1,272 kNn2Ft23.765 1033Fa2Ftztanasin 3,765 10 tan 20 0.928 1.272 10 N 1,272 kNn2Ft23.765 103cos ccos204kN齒輪3所受各力：2T 2T 2T 2 4 1053Ft3 -cos p

8、 cos13.231 5.408 103N 5.408kNd3y3mnZ36 24cos BFt3tan %5.408 103 tan 20Fr3-cos B cos 12.32132.022 10 N 2,022kNFa3 Ft3 tan 0 5.408 103 tan5.408 10tan201,272 103N 1,272kNcos12.321Fn3Ft3cos 0n cos B3.765 103cos20 cos12.3215.889 103N 5.889kN10-6設(shè)計(jì)銃床中的一對(duì)圓柱齒輪傳動(dòng)，已知R 7.5kW,n1 1450r/min,乙 26, z2 54）壽命 Lh 1200

9、0h） 小齒輪相對(duì) 其軸的支承為不對(duì)稱布置，并畫(huà)出大齒輪的機(jī) 構(gòu)圖。解（1）選擇齒輪類型、精度等級(jí)、材料選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。銃床為一般機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（7級(jí)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,KTi u 1Z,KTi u 1ZE 2d1t2.323EVd u 叫1)確定公式中的各計(jì)算值試選載荷系數(shù)Kt 1.5計(jì)算小齒輪傳遞的力矩5_5丁 95.5 105 1395.5 105 7.5T1 1 49397N mmn11450小齒輪作不對(duì)

10、稱布置，查表10-7,選取d 1.0由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1ZE 189.8MPa，由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限用 liml觸疲勞強(qiáng)度極限用 liml600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限齒數(shù)比550MPa疲勞強(qiáng)度極限齒數(shù)比u 至 與 2.08 TOC o 1-5 h z z126計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)_ _ 9N1 60nl jLh 60 1450 1 12000 1.044 10_ 9Kl Ni 1.044 10N2-0.502 10u 2.08由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN 10.98, KKHN 1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ,安全系數(shù)

11、S 1H 2KHNlbHiimi0.98 600588MPaK HN2 為 lim 2S1.03 5501566.5MPa2）計(jì)算計(jì)算小齒輪分度圓直徑d“，代入。HH 2KHNlbHiimi0.98 600588MPaK HN2 為 lim 2S1.03 5501566.5MPa2）計(jì)算計(jì)算小齒輪分度圓直徑d“，代入。H中 較小值dit2ZeCH。1.5 49397 2.08 12.323 12.08189.8566.553.577mm計(jì)算圓周速度，d1tn13.14 53.577 1450v 60 100060 1000計(jì)算尺寬b4.066 m sb Rd1t 1 53.577 53.577

12、 mm計(jì)算尺寬與齒高之比hmtdjtZi53.577262.061mmh 2.25mt 2.25 2.061 4.636mmb 期 11.56 h 4.636計(jì)算載荷系數(shù)查圖10-8得根據(jù)v 4.066m/s, 7級(jí)精度, 動(dòng)載荷系數(shù)K查圖10-8得直齒輪，Kh Kf 1由表10-2查得使用系數(shù)Ka 1.25由表10-4用插值法查得Khr 1.420故載荷系數(shù)由 11.56, 1.420 ,查圖 10-13 得Kfb 1.37故載荷系數(shù)KKaKvKh Kh 1.25 1.2 1 1.420 2.13按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓 直徑KdKd1d1t3 Kt53577 3 I.l3 6022

13、計(jì)算模數(shù)md160.22m - 2.32mmZi26取 m 2.5幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑:mz 2.5 26 65mmmz2 2.5 54 135mm中心距:d1 d265 135 100mm22確定尺寬:22.5Ze由2 2.13 49397 2.086522.0822.5 189.8 51.74mm566.5圓整后取b2 52mm, b1 57mm o(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)度極限強(qiáng)度極限* 500MPa；大齒輪的彎曲疲勞ofe2 380MPa o由圖 10-1取彎曲疲勞壽命Kfn1 0.89,Kfn2 0.93 O計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安

14、全系數(shù)S 1.40F 2KFN 1 0F 2KFN 1 0FE10.89 500 317.86MPaS1.4K FN2 *E2 0.93 500 252.43MPa1.4計(jì)算載荷系數(shù)KKaK Kf Kf 1.25 1.2 1 1.37 2.055查取齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5查得Yf12.6由表10-5查得Yf12.6a1Yf ,2.304a2Ys,1.595a1YSa1.712校核彎曲強(qiáng)度根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式0F根據(jù)彎曲強(qiáng)度條件公式0F進(jìn)行校核*12KTiyTFa1TSa1 bd*12KTiyTFa1TSa1 bdm2 2.055 49397 2.6 1.59552 65 2.599

15、.64MPa 昨 12KT1bd1mYf；&22 2.055 49397 2.3 1.71252 65 2.594.61MPa 與 2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)，已知叫750r/min ) 兩齒輪的齒數(shù)為Z124, Z2 108, 0 9 22,mn6 mm, b 160 mm ) 8級(jí)精度，小齒輪材 料為38SiMnMo （Z124, Z2 108, 0 9 22,mn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217269HBS, 大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），大齒輪 硬度 217255 HBS（2）按

16、齒面接觸疲勞硬度計(jì)算 4 小2丁 d & d Uoh112K u 1 ZhZe計(jì)算小齒輪的分度圓直徑, Z1 mn 24 6d1 n145.95mmcos B cos 9 22計(jì)算齒寬系數(shù)1601.096d1145.95由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1Ze 189.8MPa2） 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh 2.47由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限.，730MPa；大齒輪的接觸 疲勞強(qiáng)度極限i 550MPa o齒數(shù)比u及108 4.5Z124計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Ni 60ni jLh60 750 1 300 20 2 5.4 108N2Ni 5.4 108N21.2 1

17、0u 4.5由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn 11 .04, K HN2 1 . 1計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1% ）安全系數(shù)S 1Khn1 0Hlim11.04 730 759.2MPaK HN 2 K HN 2 中 lim 2S1.1 550605MPa由圖10-26查得 4 0.75, &2 0.88加 一 2 1.63計(jì)算齒輪的圓周速度153.14 145.95 750v 5.729 m s60 100060 1000口計(jì)算尺寬與齒高之比hd1cos0 145.95 cos9 22八mnt 6mmz126h 2.25mnt 2.25 6 13.5mm16011.8513.5

18、0計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v 5.729 m/s , 8級(jí)精度,查圖10-得動(dòng)載荷系數(shù)Kv L22由表10-3,查得Kh Kf 1.4按輕微沖擊，由表10-2查得使用1.25由表10-4查得1.25由表10-4查得Khb 1.380按d = 1查得由，11.85)Khb L380 ,查圖 10-13 得1.33KaKaKvKh K由接觸強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩32d du min oh 1, oh 22K u 11.096 1.63 145.953Zh2K u 11.096 1.63 145.953ZhZe4.56052 2,9461284464.096N4.5 12.47 189.8(3)按彎曲強(qiáng)度計(jì)算2

19、KY.YFaY2KY.YFaYsaKaK Kf Kf 1.25 1.22 1.41.33 2.840算縱向重合度24 tan9 22 1.3800.318d4 tan 0 24 tan9 22 1.380由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)丫3丫30.92Z1ZZ1Zvi3 Qcos Bcos p112.3 cos9 22計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)243 24.99cos9 22查取齒形系數(shù)YFa及應(yīng)力校正系數(shù)YSa由表10-5查得YFa12.62YFa22.17YSa11.59YSa21.80由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限件E1 520MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限年E2 430MPa o由圖

20、10-1由圖10-1取彎曲疲勞壽命Kfni 0.88, Kfn2 0.90 o計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S 1.4F 1KFN1 %E10.88 520305.07MPaS1.53E2 030 258MPa1.5計(jì)算大、小齒輪的PFYFaYSa,并加以比較305.07F 1KFN1 %E10.88 520305.07MPaS1.53E2 030 258MPa1.5計(jì)算大、小齒輪的PFYFaYSa,并加以比較305.07YFa1YSa12.62 1.5973.23258YFa2YSa22.17 1.8066.050FminF 1F 2YFaYsa,YFa1YSa1 YFa2YSa26

21、6.05由彎曲強(qiáng)度確定的最大轉(zhuǎn)矩工，2d & d工，2d & d mnTi2KY.FYFaYSa_ 2_1.096 1.63 145.952 6- 66.05 2885986.309N mm2 2.840 0.92(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|3 Ti 1284464.096NTin11284464.096 Tin11284464.096 7509.55 1069.55 106100.87kW第十一章蝸桿傳動(dòng)習(xí)題答案11-1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。II解各軸的回轉(zhuǎn)方向如下圖

22、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(jì)用于帶式輸送機(jī)的普通圓柱蝸桿傳動(dòng)，傳遞效率P1 5.0kW,n1 960r/min，傳動(dòng)比i 23 ,由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為 20Cr,滲碳 淬火，硬度 58HRC o 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(jì)) 解(1)選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿(ZI)(2)按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)2 kt2 ZeZp丫0H確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按Z 2,估取效率.8,則6

23、 P6 Pn6 5 0.8T2 9.55 10 = 9.55 10 3 9.55 10 915208N mmn2n2i960 23確定載荷系數(shù)K1；因工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻 系數(shù)仆1；由表11-5選取使用系數(shù)Ka 由于轉(zhuǎn)速不高，無(wú)沖擊，可取動(dòng)載系數(shù)1；Kv 1.05,則Kv 1.05,則KKaKK1 1 1.05 1.05確定彈性影響系數(shù)磷青銅與鋼蝸桿相配，故確定接觸系數(shù)Ze蝸輪為鑄錫1ZE 160MPa 1Zp假設(shè)立0.35,從圖11-18中可查得Zp 2.9 a 確定許用接觸應(yīng)力田由表11-7中查得蝸輪的基本許用應(yīng)力一 268MPa應(yīng) 力 循 環(huán) 系 數(shù)9607N 60n2jLh

24、 6017 300 84.21 1023壽命系數(shù)小8：7梟7 0.8355則 一,OhKhn Oh0.8355 268 223.914MPa計(jì)算中心距。160 2.9 2a 3 1.05 915208160.396mm223.914取中心距a 200mm,因i 23 ,故從表11-2中取模數(shù) m 8mm) 蝸桿分度圓直徑 d1 80mm o 此何立旭0.4何立旭0.4a 200，從圖11-18中查取接觸系數(shù)Zp 2.74,因?yàn)閆p Zp,因此以上計(jì)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)z 2,軸向齒距Pam 8 25.133 ；直徑系數(shù)*直徑系數(shù)*da1 d1 2ham

25、 96mmq 10 ；齒頂圓宜徑； 齒根圓宜徑df1 d1 2h；m c 60.8mm ； 分度圓導(dǎo)程角丫 11 1836；蝸桿軸向齒厚Sa 0.5 m 12.567mm o蝸輪蝸輪齒數(shù)馬47；變位系數(shù)X20.5驗(yàn)算傳動(dòng)比i衛(wèi)子23.5,此時(shí)傳動(dòng)比Zi2誤差 2.17%,是允許的。 23蝸輪分度圓直徑d2 mz2 8 47 376mm蝸 輪 喉 圓 直 徑* TOC o 1-5 h z da2d22m ha x237628 10.5384m蝸輪齒根圓直徑df2d22hf23762810.5 0.2364.8mm蝸輪咽喉母圓直徑.1cc/c%2ada220037612mmg 22(4)校核齒根彎

26、曲疲勞強(qiáng)度aYF/Bdd2m當(dāng)量齒數(shù)49.85z247當(dāng)量齒數(shù)49.85cos3 T cos311 1536根據(jù)X20.522 49.85 ,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)- 2.75螺旋角系數(shù)”1肅1號(hào) 0.9192140140許用彎曲應(yīng)力 ,午小從表11-中查得由 從表11-中查得由 ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力of 56MPa壽命系數(shù)KFN106壽命系數(shù)KFN1064.21 1070.66ofof Kfn56 0.66 36.958MPa校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度1.53 1.05 915208of 2.75 0.9192 15.445 of80 376 8彎曲強(qiáng)度是滿足的。

27、(5)驗(yàn)算效率nn 0.95 n 0.95 0.96tan ttan y v已知11 1836; v已知11 1836; v arctan fv ；fv與相對(duì)滑動(dòng)速度va相關(guān)dini80 960Va dini80 960Va 60 1000 cos y 60 1000cos11 18364.099 m s從表11-18中用插值法查得fv 0.0238 )v 1.36338 1 2T48) 代入式得 y 0.845 0.854)大 原估計(jì)值，因此不用重算。第十三章滾動(dòng)軸承習(xí)題答案13-1試說(shuō)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)

28、不能承 受徑向載荷？N307/P462073020751301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(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根據(jù)工作條件，決定在軸的兩端用. 25的 兩個(gè)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(zhuǎn)速n 1800r/min ,已知兩軸承的徑向載荷分別 為 F” 3390N , Fr2 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Fa

29、1和Fa2對(duì)于q 25的角接觸球軸承，按表13-7, 軸承派生軸向力 Fd 0.68Fr) e 0.68Fd10.68Fr1Fd10.68Fr10.68 3390 2305.2NFd2 0.68Fr2 0.68 1040 707.2N兩軸計(jì)算軸向力Fai max Fdi,Fae Fd2max 2305.2,870 707.22305.2NFa2 max Fd2,Fd1 Fae max 707.2,2305.2 8701435.2N(2)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和1P2FaiFFaiFr12305.233900.68 e區(qū)31.38 e Fr2 1040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)

30、為對(duì)軸承1對(duì)軸承對(duì)軸承1對(duì)軸承2X11X2 0.41、2 0.87因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13-6,取 fp 1.5,則R fp X1Fr1 YFa1 1.5 1 3390 0 2305.2 5085NP2 fp X2E2 Y2Fa2 1.50.41 1040 0.87 1435.22512.536N(3)確定軸承壽命由于題目中沒(méi)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C 29000N ) 因?yàn)?TOC o 1-5 h z P2 ,所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算 6-363,10 C 1029000Lh - 1717.5h60n P 60 18005085

31、13-6若將圖13-34a中的兩軸承換為圓錐滾子 軸承，代號(hào)為 30207。其他條件同例題 13-2,試驗(yàn)算軸承的壽命。解（1）求兩軸承受到的徑向載荷F“和F,2 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(gè)平面力系。其中：圖C中的Fte為通 過(guò)另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；圖 a 中的Fae亦應(yīng)通過(guò)另加彎矩而平移到作 用于軸線上（上訴轉(zhuǎn)化仔圖中均未畫(huà) 出）。Fre(Fd2)320200(a)Fr2V(b)FaeF(Fd2)320200(a)Fr2V(b)FaeFr1VFr2,!VFr1VRe(c)由力分析可知:F r1VFre 200F r1VFre 200Fae20

32、0 320314 900 200 400 2- 225.38N520Fr2 VFre Fr1V 900 225.38 674.62N TOC o 1-5 h z 200200FriHFte2200 846.15N200 320520Fr2HFte Fr1H 2200 846.15 1353.85NFriFr1v2 Fr1H2225.382 846.152875.65N2299Fr2, Fr2VFr2H. 674.622 1353.8221512.62N(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1 和 Fa2查手冊(cè)的(2)求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1 和 Fa2查手冊(cè)的30207的e 0.371.6)C 54

33、200NFd1Fr1 875.65273.64 N2Y 2Fr2d2 T-2Y1.61512.62 472.69 N2 1.6兩軸計(jì)算軸向力Fa1max Fd1,Fae Fd2max 273.64,400 472.69 872.69NFa2 max Fd2,Fd1 Fae max 472.69,273.64 400472.69N(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P2Fa1Fr1(3)求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P2Fa1Fr1872.69875.650.9966 ea2r2472.691512.620.3125 e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 1X1 0.4丫1 1.6對(duì)軸承2X2

34、 1M 0因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表 13-6,取 fp ,則P1 fp X1Fr1 YFa1 1.5 0.4 875.65 1.6 872.692619.846NP2fP2fp X2Fr2Y2Fa2(4)確定軸承壽命因?yàn)镻 P2,所以按軸承1的受力大小驗(yàn) 算6_36310 C 1054200Lh 一 283802.342 h Lh60 n P 60 5202619.846故所選軸承滿足壽命要求。13-7某軸的一端支點(diǎn)上原采用6308軸承，其工作可靠性為90%,現(xiàn)需將該支點(diǎn)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(lái)替換的軸承型號(hào)。解查手冊(cè)得6308軸承的基本額定

35、動(dòng)載荷 C 40800N。查表13-9,得可靠性為90%時(shí)，a, 1,可靠性為可靠性為99% 時(shí),90%時(shí)aiL可靠性為可靠性為99% 時(shí),90%時(shí)aiL10可靠性為99%時(shí)L10.21 o106al C60n P106a C60n P63101 4080060n P63100.21 C60n PL10 L1106 1 40 8 0 0 3 1 06 0.21 C60 n P60 n P40800C68641.547 N13 0.21查手冊(cè)，得 6408軸承的基本額定動(dòng)載荷C 65500N ,基本符合要求，故可用來(lái)替換的 軸承型號(hào)為6408。第十五章軸習(xí)題答案15-4 圖 15-4 圖 15-

36、2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(huà) 出改正圖。解結(jié)構(gòu)圖，試指出其設(shè)計(jì)錯(cuò)誤，并畫(huà) 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(zhǎng)。(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。改正圖見(jiàn)軸線下半部分。15-7兩極展開(kāi)式斜齒圓柱齒輪減速器的中間軸(見(jiàn)圖15-30a),尺寸和結(jié)構(gòu)見(jiàn) 圖15-30b所示。已知：中間軸轉(zhuǎn)速 n2 180r/min，傳動(dòng)功率P 5.5kW ,有關(guān)的齒輪參 數(shù)見(jiàn)下表：mn /mm斯z旋向齒輪2320011210 44右齒輪34200239 22右

37、(a)(b)解(1)求出軸上轉(zhuǎn)矩6 P65 5T 9.55 109.55 10 291805.56N mmn180求作用在齒輪上的力chmnZ2cos份3 112cos10 44341.98mmd3mnZ3cos自3 23cos9 2293.24mm2T 2291805.56d2341.981706.57N2T2 291805.56d393.246259.24N(3)tan 0nFt2 cos,chmnZ2cos份3 112cos10 44341.98mmd3mnZ3cos自3 23cos9 2293.24mm2T 2291805.56d2341.981706.57N2T2 291805.56d393.246259.24N(3)tan 0nFt2 cos,1706.57tan20cos10 44632.2Ntan %cosFt2 tanFt3 tan1706.571706.576259.24求軸上載荷tan20cos9 22tan 10 44tan 9 222308.96 N323.49 N1032.47 N作軸的空間受力分析，如圖（a）作軸的空間受力分析，如圖（a）。作垂宜受力圖、彎矩圖，如圖(b)o匚Ft3 BDF NHAFt2 CDAD6259.24 210 1706.57 80 4680.54 N3