濮良貴機械設(shè)計第九版課后習題答案

第三章機械零件的強度

習題答案

3-1某材料的對稱循環(huán)彎曲疲勞極限〃=180MPa,取循環(huán)基數(shù)No=5xlOh,w=9,

試求循環(huán)次數(shù)N分別為7000、25000、620000次時的有限壽命彎曲疲勞極限。

［解］公孫=/搬^=18°*倍%=373.6MPa

3?2材料的力學性能為%.=260MPa,<7,.=170MPa,B=0.2,試繪制此材料的簡

化的等壽命壽命曲線。

［解］4(0,170)C(260,0)

得D(283.3%,283.3%),即D(141.67,141.67)

根據(jù)點4(0,170),C(260,0),0(141.67,141.67)按比例繪制該材料的極限應力

圖如以下圖所示

3-4圓軸軸肩處的尺寸為：￡>=72mm,d=62mm,/-3mmo如用題3-2中的材

料，設(shè)其強度極限OB=420MPa,精車，彎曲，為二1,試繪制此零件的簡化等

壽命疲勞曲線。

［解］因。===］.2,-L=_1=O.O67,查附表32插值得%=1.88,查附圖3.1

d45d45

得“0.78,將所查值代入公式，即

查附圖3?2,得％=0.75;按精車加工工藝，查附圖3-4,得凡=0.91,4=1,

那么

根據(jù)A(0.72.34),C(260,0),力(⑷.67,60.29)按比例繪出該零件的極限應力線圖如

以下圖

3-5如題3-4中危險截面上的平均應力％=20MPa,應力幅%=20MPa,試分別

按①②吸,=C,求出該截面的計算平安系數(shù)加。

［解］由題3-4可知力=17OMPa,(7s=26OMPa,0fX=0.2,K,=2.35

⑴r=C

工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的循環(huán)特性不變公式，其計算平

安系數(shù)

⑵om=C

工作應力點在疲勞強度區(qū)，根據(jù)變應力的平均應力不變公式，其計算平

安系數(shù)

第五章螺紋連接和螺旋傳動

習題答案

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：此螺栓連接采用普通螺栓連接還是較制孔用螺栓連接為宜？為什么？

Q215,假設(shè)用M6X40錢孔用螺栓連接，螺栓機械性能等級為8.8,校核螺栓連

接強度。

［解］采用錢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M6X40的許用切應力［t］

由螺栓材料Q215,性能等級8.8,查表5-8,可知?］=640MPa,查表5-10,

可知電］=3.5~5.0

(2)螺栓組受到剪力廠和力矩(7=也)，設(shè)剪力F分在各個螺栓上的力為

6,轉(zhuǎn)矩7分在各個螺栓上的分力為號，各螺栓軸線到螺栓組對稱中心的距離

150

為二即一==75V2mm

2cos45°

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)有如圖5-5()

所示的兩種螺栓布置形式，設(shè)采用錢制孔用螺栓連接，試問哪一種布置形式所

5-10

解Q）確定螺栓數(shù)Z和直徑d.”

查教材5-5,螺栓間距4Y7d,取t0=6d,取z=12,則螺栓間距.

4_=92”叫P

Z

螺栓直徑d=t0/6=92/6=15.33mm,嵬d=16ntn.?）

（2）選擇螺栓性能等級。選擇螺栓性能等級為8.8級，查教材表5-8提，

%=gOOMRr,。,=640朋Pa?

（3）計算螺栓上的載荷，作用在氣缸上的最大壓力式和單個螺栓上的工作載荷F分別為,

?TT/P

F=—p=7363W

s4

F

尸=1=6136左

z

取殘余預緊力Fl=l.5F,由教材公式Z（5-15）,螺栓的總載荷.

F2=F1+F=2.5F=2.5*6136=15340N”

（4）許用應力。按不控制預緊力確定安全系數(shù)，查教材表5-10,取SX,許用拉應力，

七］=且=160“”

■S

（5）驗算螺栓的強度。查手冊，螺栓的大徑d=16mm,小徑dl=13.835ml.取螺栓公稱長度l=70ntn.■

由教材公式（5-19）,螺栓的計算應力t=上"=132.7加PaY聞，

抖

滿足強度條件。螺栓的標記為GB/T5782-86116x70,螺栓數(shù)量z=12.?第六章

鍵、花鍵、無鍵連接和銷連接

習題答案

6-3在一直徑d=80mm的軸端，安裝一鋼制直齒圓柱齒輪（如以下圖），輪轂寬

度L=1.5d,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d=80mm,查表得所用鍵的剖面尺寸為〃=22mm,〃=14mm

根據(jù)輪轂長度〃=/.5d=1.5x8（）=120mm

取鍵的公稱長度L=90mm

鍵的標記鍵22x90GB1096-79

鍵的工作長度為/=L-〃=90-22=68mm

鍵與輪轂鍵槽接觸高度為k=g=7mm

根據(jù)齒輪材料為鋼，載荷有輕微沖擊，取許用擠壓應力k,,］=110MPa

根據(jù)普通平鍵連接的強度條件公式與=3泮工0,］

kid

變形求得鍵連接傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為

第八章帶傳動

習題答案

8-1V帶傳動的勺=1450”min,帶與帶輪的當量摩擦系數(shù)=0.51,包角%=180。,

初拉力￡)=360N。試問：(1)該傳動所能傳遞的最大有效拉力為多少？(2)假

設(shè)ddLlOOmn,其傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為多少？(3)假設(shè)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？

1———1———

［解］(l)Ec=2"一=2X360X—=478.4N

1+-^1+^ir

8-2V帶傳動傳遞效率P=7.5kW,帶速「緊邊拉力是松邊拉力的兩倍,

即片=鳥，試求緊邊拉力片、有效拉力工和初拉力產(chǎn)°。

解尸喘

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普通V帶傳動，電

動機功率P=7kW,轉(zhuǎn)速％=960〃min,減速器輸入軸的轉(zhuǎn)速〃?=330〃而n,允許

誤差為±5%,運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)確定計算功率以

由表8.7查得工作情況系數(shù)=1.2,故

(2)選擇V帶的帶型

根據(jù)以、/，由圖8-11選用B型。

(3)確定帶輪的基準直徑乙，并驗算帶速丫

①由表8-6和8-8,取主動輪的基準直徑〃=180mm

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。和基準長度(

①由式0.7(〃+4/2”旬＜2(〃+4/2)，初定中心距。0=550mm。

②計算帶所需的基準長度

由表8-2選帶的基準長度Ld=2240mm

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內(nèi)

故包角適宜。

(6)計算帶的根數(shù)z

①計算單根V帶的額定功率P,

由dh=180mm和=960m/s,查表8-4a得43.25kW

根據(jù)々=960m/s"?=鬻=2.9和B型帶，查表得力=0.303kW

查表8-5得.=0.914,表8-2得k「l,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伉)*

由表8-3得B型帶的單位長度質(zhì)量4=018kg/m,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

習題答案

9-2某鏈傳動傳遞的功率P=lkW,主動鏈輪轉(zhuǎn)速修=48r/min,從動鏈輪轉(zhuǎn)速

?2=14r/nin,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)4=19,大鏈輪的齒數(shù)%?=%=叢馬=生x19=65

n214

(2)確定計算功率

由表9-6查得K,=1.0,由圖9-13查得(=1.52,單排鏈，那么計算功率

為

(3)選擇鏈條型號和節(jié)距

根據(jù)匕=L52kW及〃i=48r/min,查圖9-11,可選16A,查表9-1,鏈條節(jié)

星目p=25.4mm

(4)計算鏈節(jié)數(shù)和中心距

初選中心距%=⑶?50)p=(30~50)x25.4=762~1270nlm。取q)=900nim,相

應的鏈長節(jié)數(shù)為

取鏈長節(jié)數(shù)4=114節(jié)。

查表9-7得中心距計算系數(shù)￡=0.24457,那么鏈傳動的最大中心距為

(5)計算鏈速?確定潤滑方式

由y=0.386m/s和鏈號16A,查圖9-14可知應采用定期人工潤滑。

(6)計算壓軸力￡

有效圓周力為E=1000^=1000X—?259IN

v0.386

鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)=1.15,那么壓軸力為

K■FP

方=1.15x2591士2980N

9-3主動鏈輪轉(zhuǎn)速勺=85()r/min,齒數(shù)4=21,從動鏈齒數(shù)z?=99,中心距

tz=900mm,滾子鏈極限拉伸載荷為55.6kN,工作情況系數(shù)心=1,試求鏈條所

能傳遞的功率。

［解］由8=55.6kW,查表9-1得p=25.4mm,鏈型號16A

根據(jù)p=25.4mm,n}=850r/nin,查圖9■據(jù)得額定功率匕=35kW

由4=21查圖9-13得K一=1.45

且心=1

第十章齒輪傳動

習題答案

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］受力圖如以下圖：

補充題：如圖(b),標準錐齒輪相=5,4=200=50,郁=0.3,72=4XGN.mm,標準

斜齒輪

〃7.=69=24,假設(shè)中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消，夕應為多少？并計算2、

3齒輪各分力大小。

［解］m齒輪2的軸向力：

齒輪3的軸向力：

即sin4二空吧*

m(\-0.5%卜2

由tan=—=—=2.5/.sinJ=0.928cos.=0.371

Z1202

即4=13.231。

(2)齒輪2所受各力：

齒輪3所受各力：

1()?6設(shè)計銃床中的一對圓柱齒輪傳動，=7.5kW,/?,=1450r/nin,z,=26,z2=54,壽

命4=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(gòu)圖。

［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銃床為一?般機器，速度不高，應選用7級精度(GB10095-88)。

③材料選擇。由表10T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,一者材料硬度差為40HBS。

（2）按齒面接觸強度設(shè)計

1）確定公式中的各計算值

①試選載荷系數(shù)叫=1.5

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,選取七=1.0

④由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)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的癡=600MPa;

大齒輪的接觸疲勞強度極限b〃nm2=550MPao

⑥齒數(shù)比//=-=—=2.08

z,26

⑦計算應力循環(huán)次數(shù)

⑧由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.98,K〃N2=1.0

⑨計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1

2）計算

①計算小齒輪分度圓直徑代入匕，］中較小值

②計算圓周速度u

③計算尺寬b

④計算尺寬與齒高之比!

h

⑤計算載荷系數(shù)

根據(jù)-4.066m/s,7級精度,查圖10-8得動載荷系數(shù)降=1.2

直齒輪，KHa=KFa=\

由表10-2查得使用系數(shù)K.=1.25

由表10-4用插值法查得K期=1.420

由2=11.56,K^=1.420,查圖10?13得K/=1.37

故載荷系數(shù)K=KAKvKHaKf^=1.25x1.2x1x1.420=2.13

⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑

⑦計算模數(shù)〃?

取m=2.5

⑧幾何尺寸計算

分度圓直徑：=2.5x26=65mm

中心、星巨：a=+=1oomm

22

確定尺寬：

圓整后取A=52innb.=57mm。

(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%⑹=500MPa；大齒輪的彎曲疲

勞強度極限^^2=380MPac

②由圖10T8取彎曲疲勞壽命KFNl=0.89,/<FAf2=0.93。

③計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞平安系數(shù)5=1.4

④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Y..=2.6%=2.304

rnlra2

⑥校核彎曲強度

根據(jù)彎曲強度條件公式分=筍4匕《口」進行校核

bd}tn0

所以滿足彎曲強度，所選參數(shù)適宜。

10-7某齒輪減速器的斜齒輪圓柱齒輪傳動，凡=750r/min,兩齒輪的齒數(shù)為

z,=24,z2=108,/y=9。22：/=6mnh=760inn,8級精度，小齒輪材料為38SiMnMo（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38SiMnMo（調(diào)質(zhì)），小齒輪硬度217?269HBS,大

齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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(shù)

③由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZA.=189.8MPa2,由圖10-30選取

區(qū)域系數(shù)Z”=2.47

④由圖10-21C1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

=730MPa:大齒輪的接觸疲勞強度極限"m2=550MPa。

⑤齒數(shù)比〃=至二塔二4.5

z,24

⑥計算應力循環(huán)次數(shù)

⑦由圖1079取接觸疲勞壽命系數(shù)K〃M=ia,K〃N2=Ll

⑧計算接觸疲勞許用應力

取失效概率為1%,平安系數(shù)s=i

⑨由圖10-26查得%?=（）.75,%=。88,則4=%+%"63

⑩計算齒輪的圓周速度

?計算尺寬與齒高之比當

⑦計算載荷系數(shù)

根據(jù)y=5.729m/s,8級精度，查圖10-8得動載荷系數(shù)Ky=1.22

由表10?3,查得七。=/^=1.4

按輕微沖擊，由表10-2查得使用系數(shù)K八=1.25

由表10-4查得K型=1.380｛按"=1查得｝

由2=11.85,K砌=1.380,查圖10-13得K”=1.33

h

故載荷系數(shù)長二弓尺長.長印=1.25x1.22x1.4x1.380=2.946

。由接觸強度確定的最大轉(zhuǎn)矩

(3)按彎曲強度計算

①計算載荷系數(shù)K=KAKVKFaK^=1.25x1.22x1.4x1.33=2.840

②計算縱向重合度為=0.318^^tan/?=0.318xl.096x24xtan9°22'=1.380

③由圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)%=0.92

④計算當量齒數(shù)

⑤查取齒形系數(shù)L及應力校正系數(shù)%

由表10-5查得%“=2.62小=2.17

⑥由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。陽=520MPa；大齒輪的

彎曲疲勞強度極限%?仁=430MPao

⑦由圖10T8取彎曲疲勞壽命KN=O.88,KQV2=0伙)。

⑧計算彎曲疲勞許用應力

取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4

⑨計算大、小齒輪的耳，并加以比擬

取L=min?反1bJ=66.05

⑩由彎曲強度確定的最大轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩中的最小值

即7；=1284464.()96N

第十一章蝸桿傳動

習題答案

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)方向如以下圖所示，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以下圖

11-3設(shè)計用于帶式輸送機的普通圓柱蝸桿傳動，傳遞效率

［=5.0kW,%=960r/min，傳動比j=23,由電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。蝸桿材料為20Cr,

滲碳淬火，硬度N58HRC。蝸輪材料為ZCuSnlOPl,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/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）。

（2）按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計

①確定作用蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2

按馬=2,估取效率〃=0.8,那么

②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)恪=1；由表11-5選取使用

系數(shù)儲=1；由于轉(zhuǎn)速不高，無沖擊，可取動載系數(shù)1.05,那么

③確定彈性影響系數(shù)％蝸輪為鑄錫磷青銅與鋼蝸桿相配，故

2

z,.=160MPa2

④確定接觸系數(shù)Zp

假設(shè)包=0.35,從圖11-18中可查得Zp=2.9

a

⑤確定許用接觸應力卜〃］

山表11-7中查得蝸輪的根本許用應力b〃]=268MPa

應力循環(huán)系數(shù)N=60njL=60x—x1x(7x300x8)=4.21xlO7

2h23

壽命系數(shù)*HN=4.21X10?=0.8355

那么□"]=&面]=0.8355x268=223.914MPa

⑥計算中心距

取中心距〃=200mm,因i=23,故從表11-2中取模數(shù)〃z=8mm,蝸桿分

度圓直徑4=8()】nm。此時心=圖_=0.4,從圖11-18中查取接觸系數(shù)

a200

Zp=2.74,因為Z；,vZ”，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

①蝸桿

蝸桿頭數(shù)4=2,軸向齒距〃“=兀m=8n=25.133;直徑系數(shù)＜/=10;齒頂

圓直徑d°i=&+2h：jn=96mm；齒根圓直徑dfl=d「2(h：1m+c)=60.8mm;分

度圓導程角＞=11。1836”；蝸桿軸向齒厚S〃=0.5m=12.567mm。

②蝸輪

蝸輪齒數(shù)z2=47;變位系數(shù)七=-0.5

驗算傳動比"生="=23.5,此時傳動比誤差史上紀=2.17%,是允

馬223

許的。

蝸輪分度圓直徑d2=irtz2=8x47=376nm

蝸輪喉圓直徑心=4+2"〃；+9)=376+2x8x(1-0.5)=384m

蝸輪齒根圓直徑%=4-2%=376-2x8x(1-0.5+0,2)=364.8mm

蝸輪咽喉母圓直徑k=a-'d?2=200--x376=12mm

22

(4)校核齒根彎曲疲勞強度

①當量齒數(shù)zv2=3——=49.85

v2?os3yCOS31101536"

根據(jù)X2=-@5，ZV2=49.85,從圖11-19中可查得齒形系數(shù)％=2.75

②螺旋角系數(shù)勿=1一點=1一常=0.9192

③許用彎曲應力凡］=上/心

從表11-8中查得由ZCuSnlOPl制造的蝸輪的根本許用彎曲應力

b』=56MPa

壽命系數(shù)K”后黑=0.66

④校核齒根彎曲疲勞強度

彎曲強度是滿足的。

⑸驗算效率〃

y=11。1836”;%=arctan/.；。與相對滑動速度也相關(guān)

從表11-18中用插值法查得＜=0.0238,(pv=1.36338°=1°21,48",代入式得

〃=0.845?0.854,大于原估計值，因此不用重算。

第十三章滾動軸承

習題答案

13-1試說明以下各軸承的內(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/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〃=18(X)r/min,兩

軸承的徑向載荷分別為工i=3390N,Fr2=339()N,外加軸向載荷幾=870N,

作用方向指向軸承1，試確定其工作壽命。

［解］(1)求兩軸承的計算軸向力&和％

對于。=25。的角接觸球軸承，按表13-7,軸承派生軸向力巴=0.686，e=0.68

兩軸計算軸向力

(2)求軸承擔量動載荷［和小

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=1乂=0

對軸承2X2=0.41Y2=0.87

因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13.6,取力,=1.5,那么

(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

承手冊得根本額定載荷C-29000N,因為所以按軸承1的受力

大小驗算

13-6假設(shè)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的和七

將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面(以下圖b)和水平面(以下圖a)兩

個平面力系。其中：圖c中的冗為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線；

圖a中的也亦應通過另加彎矩而平移到作用于軸線上(上訴轉(zhuǎn)化仔圖

中均未畫出)。

由力分析可知：

12〕求兩軸承的計算軸向力F川和%

查手冊的30207的e=0.37,r=1.6,C=54200N

兩軸計算軸向力

(3)求軸承擔量動載荷片和鳥

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1X,=0.4Y］=1.6

對軸承2x2=1y;=0

因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6,取0=1.5,那么

(4)確定軸承壽命

因為片＞鳥，所以按軸承1的受力大小驗算

故所選軸承滿足