机械设计基础(第二版)
部分习题参考答案
第2章
2-1 答：两构件之间直接接触并能产生一定相对运动的连接称为运动副。平面高副是以点火线相接触，其接触部分的压强较高，易磨损。平面低副是面接触，受载时压强较低，磨损较轻，也便于润滑。
2-2 答：机构具有确定运动的条件是：机构中的原动件数等于机构的自由度数。
2-3 答：计算机构的自由度时要注意处理好三个关键问题，即复合铰链、局部自由度、虚约束。
2-4 答：虚约束是指机构中与其它约束重复而对机构运动不起新的限制作用的约束。而局部自由度是指机构中某些构件的局部运动不影响其它构件的运动，对整个机构的自由度不产生影响，这种局面运动的自由度称为局部自由度。
说虚约束是不存在的约束，局部自由度是不存在的自由度是不正确的，它们都是实实在在存在的，构件对构件的受力，运动等方面起着重要的作用。
2-5 答：用规定的线条和符号表示构件和运动副，对分析和研究机构的运动件性，起到一个简明直观的效果。绘制机构运动简图时，对机构的观察、分析很重要，首先要明确三类构件：固定构件（机架）、原动件、从动件；其次，要弄清构件数量和运动副类型；最后按规定符号和先取比例绘图。
2-6 解：运动简图如下：
C
2-7 答： F=3n-2P L -P H`
=3×3-2×4-0
=1
运动简图如下：
2-8答：F=3n-2P L -P H`
=3×3-2×4-0
=1 该机构的自由度数为1 图（a ）运动简图如下：
B
C
答： F= F=3n-2P L -P H`
=3×3-2×4-0
=1 该机构的自由度数为1 图（b ）运动简图如下：
B 2-9 答：
（a）n=9 P
L =13 P
H
=0
F=3n-2P
L -P
H`
=3×9-2×13-0 =1
该机构需要一个原动件。
（b）n=3 P
L =3 P
H
=2
F=3n-2P
L -P
H`
=3×3-2×3-2
=1
该机构需要一个原动件。机构中有两个高副，一个局部自由度。
（c）n=5 P
l =7 P
h
=0
F=3n-2P
L -P
H`
=3×5-2×7-0
=1
该机构需要一个原动件。
2-10 答：机构中常出现虚约束，是能够改善机构的刚性或受力状况，保证机构的顺利运动。
为使虚约束不成为有效约束，必须在满足一定的几何条件下设置虚约束，如同轴、平行、轨迹重合、对称等。在制造和安装过程中，要保证构件具有足够的制造和安装精度。
2-11 解：（a）n=5 P
L =7 P
H
=1
F=3n-2P
L -P
H`
=3×5-2×7-1
=0
机构的自由度数等于0，说明机构不能运动，机构设计不合理。改进方案如下图：
A
E
3
4
B
C
D
F H
G
F=3n-2P
L -P
H`
=3×6-2×8-1
=1
改进后机构的自由度数等于原动件数，说明机构具有确定的运动。这主要是将E点处改进为摆动导杆结构，使运动成为可能。
（b）n=5 P
L =7 P
H
=1
F=3n-2P
L -P
H`
=3×5-2×7-1
=0
机构的自由度数等于0，说明机构不能运动，主要原因是D点的轨迹为弧线，而被带动的构件与受到的约束是走直线。改进方案如下图：
F=3n-2P
L -P
H`
=3×6-2×8-1
=1
机构的自由度数等于原动件数，说明机构改进方案合理。
2-12 （a）解：n=7 P
L =10 P
H
=0
F=3n-2P
L -P
H`
=3×7-2×10-0
=1
机构原动件数等于自由度数，机构运动确定。本题注意C点为复合铰链。
（b）解：n=4 P
L =4 P
H
=2
F=3n-2P
L -P
H`
=3×4-2×4-2 =2
机构元件数等于自由度数，机构运动确定本题注意凸轮处为一个高副，小 滚子处为局部自由度高副。
第3章
3－1 答：平面四杆机构的基本形式有：（1）曲柄摇杆机构，（2）双曲柄机构，（3）双摇杆机构。
3－2 答：可利用曲柄滑块机构。
3－3 解：（1）AD+DC 和，并以最短杆为机架，故为双曲柄机构。 （2）BC ＋CD>AD+AB 此时最短杆与最长杆长度之和大于其余两杆长度 之和，故为双摇杆机构 （3）CD+BC=AD+AB 此时最短杆与最长杆长度之和等于其余两杆长度之和，并以最短杆的对杆为机架，故为双摇杆机构 3－4 答：曲柄摇杆机构中，当曲柄等速转动时，摇杆返回摆动时的平均速度大于工作行程的平均速度，此现象即为急回特性。 3－5 答：曲柄滑块机构中，以滑块为主动件，当曲柄与连杆两次共线位置时， 通过连杆传递给曲柄的压力角为90°，传动角为0°，即为死点。 克服死点位置的方法可采用飞轮，利用飞轮的惯性通过死点。 3－6. 解：（1）如图，摇杆摆角为：ψ=73.95° (2) 行程速比系数：05.166 .418066 .4180180180=-+=-+= θθ K （3）最小传动角 41.41min =γ C 2 3－7解：（1）如图，滑块的行程为：s=311.7mm (2) 行程速比系数：16.11 .131801 .131********=-+=-+= θθ K （3）最小传动角 32.51min =γ满足要求 3－8 解：（1）AD+BC （2） 因此机构曲柄滑块机构为对心曲柄滑块机构，极位夹角θ=0,此时K ＝1。 3－9解：连接21B B ，作此连线的中垂线，相交yy 轴即为A 点， 连接21C C ，作此连线的中垂线，相交yy 轴即为D 点， 第4章 4-1 答：行程是指从动件移动的最大位移h。从动件由最低位置点升至最高位置点的过程中，对应的凸轮转角称为推程运动角。从动件由最高位置点降至最低位置点的过程中，对应的凸轮转角称为回程运动角。从动件处于静止不动时，对应的凸轮转角称为休止角。 4-2 答：从动件在某瞬时由于速度的突变，加速度和惯性力在理论上均趋于无穷大时引起的冲击，称为刚性冲击。从动件在某瞬时加速度发生有限值的突变所引起的冲击，称为柔性冲击。两种冲击对凸轮机构的强度、磨损都有较大的影响。 4-3 答：从动件的常用运动规律有：等速运动规律，等加速等减速运动规律，简谐运动规律。等速运动规律在运动的起点和终点会产生刚性冲击，因此只适用于低速轻载的凸轮机构。等加速等减速运动规律在运动的起点，中间点和终点会产生柔性冲击，因此适用于中速的凸轮机构。简谐运动规律在运动的起点和终点会产生柔性冲击，因此适用于中速的凸轮机构。 4-4 答：当ρ min ＜r T 时，则有ρ a ＜0，凸轮实际轮廓曲线不仅出现尖点，而且相 交，部分轮廓在实际加工中被切去，使从动件工作时不能达到预定的工作位置， 无法实现预期的运动规律，这种现象叫运动失真。当ρ min ＞r T 时，则可避免运动 失真。 4-5 4-6 第5章 棘轮机构的结构简单、制造方便、运动可靠；齿式棘轮机构传动平稳、转角准确；但运动只能有级调节，且噪声、冲击和磨损都较大。磨檫式棘轮机构传动平稳、无噪声、可实现运动的无级调节；但运动准确性较差。因此，棘轮机构通常用于速度较低和载荷不大的场合，实现机械的间歇送料、分度、制动和超越离合器等运动。如自动线上的饿浇注输送装置，牛头刨床的横向进给机构。 槽轮机构的结构简单、制造方便、转位迅速，工作可靠，外形尺寸小，机械效率高。因此在自动机械中得到广泛应用。如在电影放映机中应用。 不完全齿轮机构优点是结构简单、制造方便，从动轮的运动时间和静止时间的比例不受机构的限制；缺点是从动轮在转动开始和终止时，角速度有突变，冲击较大故一般只用于低速、轻载场合。如果用于高速，则可安装瞬心附加杆使从动件的角速度由零逐渐增加到某一数值，使机构传动平稳。不完全齿轮机构常用于多工位自动机和半自动机工作台的间歇转位及某些间歇进给机构中，如蜂窝煤压制机工作台转盘的间歇转位机构。 凸轮式间歇机构的优点是运转可靠、传动平稳、承载能力较大；转盘可实现任何运动规律，以适应高速运转要求；转盘停歇时一般依靠凸轮棱边进行定位，不需要附加定位装置。缺点是凸轮加工精度要求较高。因此，凸轮式间歇机构常用于各种高速机械的分度、转位装置和步进机构中。 第6章 6-1 带传动的主要类型：摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动按传动带的截面形状又可分为：平带传动、V 型带传动、多楔带传动、圆带传动。 带传动的特点：（1）传动平稳，噪声小 （2）过载打滑保护 （3）带传动的中心距大，结构简单，制造、安装和维护较方便， 且成本低 （4）因存在弹性滑动，故传动比不稳定，且传动效率较低 （5）不宜在酸、碱等恶劣环境下工作 6-2 有效圆周力F ：紧边与松边的拉力之差。 初拉力F 0：不工作时，带两边承受的相等的拉力，叫初拉力。 两者关系：1 1 20+-=fa fa e e F F ，F 与F 0成正比。 6-3弹性滑动的原因：由于带的弹性变形而产生的带与带轮间的滑动。 打滑的原因：过载。 影响：弹性滑动使从动轮的圆周速度小于主动轮的圆周速度。打滑：过载保护。 弹性滑动不可避免，打滑可以避免。 6-4带截面上存在的应力：紧边拉应力、松边拉应力、离心力产生的拉应力、带弯曲变形产生的拉应力。应力分布见图6-4。紧边绕入小带轮时所受的应力最大。 6-5小带轮包角增大，有效拉力F 也增大。由于大带轮的包角大于小带轮的包角，故打滑首先发生在小带轮上，所以只给出小带轮包角的公式。 6-6一般情况，带传动的打滑多发生在小带轮上，因为大带轮的包角大于小带轮的包角。 6-7 带的基准长度：V 带在规定的张紧力下，带与带轮基准直径相配处的周线长度。 带轮基准直径：和V 带节宽相对应的带轮直径称为基准直径。 6-8 V 带传动的设计准则：在保证带传动不打滑的条件下，使带具有一定的疲劳强度和寿命。 6-9 验算带速：带速高则离心力增大，使带与带轮间的摩擦力减小，传动易打滑，且带的绕转次数多，使带的寿命降低。带速低则带传递的圆周力增大，带的根数增多。 6-10 带传动的张紧装置：（1）当小带轮包角小于120°；（2）当带传动工作一段时间后，会因为产生变形而松弛，使张紧力减小，故带传动要设置张紧装置。 张紧方法：（1）调整中心距 （2）采用张紧轮。 6-11 []0P ：许用功率；0P ：单根普通V 带的基本额定功率；0P ?：单根普通V 带的基本额定功率增量；a K ：包角系数；L K ：带长修正系数。 0P ?：考虑实际传动比1≠i 时，V 带绕过大带轮所受的弯曲应力比特定条件下的 小，额定功率的增大值；a K ：考虑包角?≠180α时包角对传递功率的影响；L K 考虑带为非特定长度时带长对传递功率的影响。 6-12 max v v 或 v 5m/s ：应重选带轮直径； ?120 α：适当增大中心距或加张紧轮等方法； Z 太多：重选带的型号。 6-13与带传动相比，链传动的优点如下：链传动能得到准确的平均比；链条不需要太大的张紧力，故对轴的作用力小，传递的功率较大，低速时能传递较大的圆周力。可在高温、油污、潮湿、日晒等恶劣环境下工作。 链传动的缺点如下：传动平稳性差，不能保证恒定的瞬时链速和瞬时传动比；链的单位长度重量较大，工作时有周期性的动载荷和啮合冲击，引起噪声；链节的磨损会造成节距加长，甚至使链条脱落，速度高时，尤为严重，同时急速反向性能差，不能用于高速。 6-14当链条连成环形时，正好是外链板和内链板相接，接头处可用开口销或弹簧锁紧，若链节数为奇数，则需采用过渡链节，在链条受拉时，过渡链节还要承受附加的弯曲载荷，所以通常应采用偶数链节。 6-15 710.87N 6-16 v=9.42m/s =172.36° F=530.78N 6-17略 6-18 2.5 第7章 课后练习题的答案7-21 (1)θ k =3.4°,α k =31°，ρ k =36.05mm. (2)r=63.85mm, θ k =0.014904(rad), ρ=21.84mm. 7-22 分度圆直径d：38mm 齿顶圆直径d a ：42mm 齿根圆直径d f ：33mm 基圆直径 d b ：36mm 齿距 p ：6.28mm 齿厚 s ：3.14mm 齿槽宽 e：3.14mm 7-23 模数 m ：3mm 分度圆直径d: 60mm 齿顶圆直径d a ：66mm 齿根圆直径d f ：52.5mm 7-24 模数 m ：5mm 齿顶高系数 h a *：1 7-25 可行齿轮的齿数z 2 ：52个 模数 m：2.5mm 分度圆直径 d：130mm 齿顶圆直径 d a ：135mm 齿根圆直径 d f ：123.75mm 7-26 齿顶高h a ：3mm 齿根高h f ：3.75mm 全齿高h：6.75mm 顶隙c：0.75mm 分度圆直径d：120mm 基圆直径d b ：112.76mm 齿顶圆直径d a ：133.5mm 齿根圆直径d f ：112.5mm 齿距p：3π 齿厚s：1.5π 齿槽宽e：1.5π 7-27 7-28 因为：模数相等，压力角相等 所以可以啮合。 7-29 （1）：1号和4号的相同。 （2）：1号和2号能正确啮合。 7-30 （1）齿轮2的轮齿旋向为右旋，齿轮3的轮齿旋向为右旋，齿轮4的轮齿旋向为左旋。 齿轮1轴向力方向向下，齿轮2的轴向力方向向上，齿轮3轴向力方向向下，齿轮4的轴向力方向向上。 （2）β 3 =6°57′14″ 7-31 中心距a：150mm 7-32 当a=90时 螺旋角β不存在 当a=95时 螺旋角β等于14o 分度圆直径d：54mm 齿顶圆直径d a ：59mm 齿根圆直径d f ：47.75mm 当量齿数z v ：23 7-33 中心距a是：117.569mm 当a=115时螺旋角β不存在。 当a=120时螺旋角β等于16o35′52″。 7-35 d 1=103.53mm,d 2 =414.11mm,d a1 =111.53mm,d a2 =422.11mm,d f1 =93.53mm,d f2 =404.11mm , a=258.82mm. 7-36 d 1=110mm,d 2 =330mm,d a1 =119.49mm,d a2 =333.16mm,d f1 =98.61mm,d f2 =326.21mm, δ1=18.4°,δ2=71.6°, δa1=20.05°,δa2=73.25°,δf1=16.42°,δf2 =69.62°, R=173.93mm,Z V1=23.19, Z V2 =209.09. 7-37 齿轮3的轮齿旋向为右旋。 第8章 8-1 特点：传动比大，结构紧凑；传动平稳，噪声小；可制成具有自索性的蜗杆；传动效率低；蜗轮的造价较高。 使用条件：用于传递空间两交错轴之间的运动和动力，通常两轴交错角为 90°。 8-2 传动比计算：1 2 21z z n n i == 不能用分度圆直径之比表示传动比。因为当蜗杆转过一周时，蜗轮将转过1 z 个齿。 8-3与齿轮传动相比，蜗杆传动的失效形式的特点如下：蜗杆传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。因为蜗杆传动中由于蜗杆为连续的螺旋齿，且其材料的强度高于蜗轮轮齿的强度，所以失效总是发生在蜗轮轮齿上。由于蜗杆传动的相对滑动速度大，发热量大而效率低，故传动的失效形式主要是蜗轮齿面的磨损、胶合和点蚀等。 8-4中间平面：通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的剖面。 在中间平面内蜗杆和蜗轮的啮合相当于渐开线齿轮与齿条的啮合。该平面内的参数为标准值。 8-5因为蜗杆传动齿面间存在较大的相对滑动，摩擦损耗大，传动的效率较低。一般为0.7～0.8，具有自锁性的蜗杆传动，效率小于0.5。 8-6由于蜗杆齿呈连续的螺旋状，它与蜗轮齿的啮合是连续不断地进行的，同时啮合的齿数较多，故传动平稳，噪声小。 8-7由于蜗杆传动的效率低，发热量大，若不及时散热，将引起箱体内的油温升高，粘度降低，润滑失效，导致齿面磨损加剧，甚至胶合。因此要依据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量进行热平衡计算，以保证油温稳定地处在规定的范围内。 当热平衡不满足时，应采取下列措施：在箱体外表面设置散热片，以增加散热面积；在蜗杆轴上安装风扇；在箱体油池内安装蛇形冷却水管，用循环水冷却；利用循环油冷却。 8-8准则：对闭式蜗杆传动，一般按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核和热平衡核算；对开式蜗杆传动或传动时载荷变动较大，或蜗轮齿数大于90的蜗杆传动，通常只需按齿根弯曲疲劳强度进行设计。当蜗杆直径较小而跨距较大时，还应作蜗杆轴的刚度验算。 8-9 蜗杆一般采用碳钢或合金钢，蜗轮常采用青铜或铸铁。 设计时选材：除了要有足够的强度外，更重要的是要有良好的减摩性、耐磨 性和抗胶合能力。蜗杆传动较理想的配对材料是钢和青铜。8-10 8-11 第9章 9-5 v=628mm/min,方向向左 9-6 Z b =45,Z c =48 9-7 进给速度是50mm/min.方向是向右。 9-8 轮系的类型是行星轮系， 9-9 i 1H =1+Z 3*(Z 6+Z 4)/Z 1*Z 4 9-10 Z2=68 9-11 N3=872r/min 第10章 10-2 祥见教材P157表10—1 10-3 增加联结刚度、紧密性和提高放松能力 10-5 解：σB =900MPa ，σS =720MPa 。 螺母应选用35钢，9级，需要进行热处理。 10-6 解：280*3.14/8=109.9在﹛3d ﹜~﹛7d ﹜之间，故满足紧密性要求。 10-7 解：右d 1=，F=2cFs fm 推出： F S = []216.28 5.2fm d C σ= 30036.28**17.294*0.2*2 5.2*1.2=69 6.2N 所以该联结允许传递的静载荷为696.2N 。 10-8 （1）求螺栓所受预紧力：F ′=8888.89N （2）确定需用应力：根据材料是Q235可知σB =400Mpa, σs=240Mpa.查表得安全系数s=4.所以[σ]= σs /s=60Mpa. (3).螺栓直径d 1=15.66mm 查机械设计手册 ：选择螺栓型号是：M16×80螺母的型号是M16. 10-9 解：d 1≥ 6 *4=6.23mm 所以螺纹小径应大于6.23mm ，查表可以选用M8。 10-10 (1)根据材料35钢知道，σB =500Mpa, σs=400Mpa. (2)总拉力F Q 每个螺栓所受的工作载荷为 F=5887N 查表得F ″=1.6F 则F Q =F+ F ″=1533.7N (3)计算所需螺栓直径和数量 查表得 安全系数s=2.则[σ]=400/2=200Mpa d 1=15.41mm. 查手册得 螺栓型号为M16× 10-12 平键的下面与轴上键槽贴紧，上面与轮毂键槽顶面留有间隙。两侧面为工作面，依靠键与键槽之间的挤压力传递功率。加工容易、装拆方便、对中性好，应用非常广泛。 10-13 螺钉紧定。 10-14 教材P167—169之间。 10-16 小径定心和齿形定心 10-19 解：键的尺寸为b=14，h=9，l=80。键槽宽度为14，深度为轴t=5.5，=3.8，键槽半径为最小0.25，最大0.40。 轴毂t 1 10-20 首先计算转矩T=9550.P/n=172.29N.m 所以可以选择的联轴器型号是：TL6 10-21 解：由于电动机轴的直径为42 mm，故联轴器内孔直径应为42 mm查表初选TL7，校核：n=960≤〔n〕=3600，故最终选用TL7联轴器。 第11章 11-1 电动机轴，转动轴；火车轮轴，心轴；车床的主轴，空心轴。 11-2 轴上与轴承配合的部分称为轴颈，与轮毂配合的部分称为轴头，联接轴颈和轴头的非配合部分统称为轴身，直径大且呈环状的短轴段称为轴环，截面尺寸变化的台阶处称为轴肩。 11-3 估算轴的最小直径是进行后续轴的设计计算的前提条件。 11-4 轴的常用材料有碳素钢、合金钢、球墨铸铁等。 工程中常用35、45、50等优质碳素钢，其中以45钢用得最为广泛。其价格低廉，对应力集中敏感性较小，可以通过调质或正火处理以保证其机械性能，通过表面淬火或低温回火以保证其耐磨性。对于轻载和不重要的轴也可采用Q235、Q275等普通碳素钢.合金钢常用于高温、高速、重载以及结构要求紧凑的轴，有较高的力学性能，但价格较贵，对应力集中敏感，所以在结构设计时必须尽量减少应力集中。球墨铸铁耐磨、价格低、吸振性好，对应力集中的敏感性较低，但可靠性较差，一般用于形状复杂的轴，如曲轴、凸轮轴等。 11-5 主要应考虑轴上零件的轴向定位、固定和周向固定：为了保证轴上零件靠紧定位面，轴肩处的圆角半径R必须小于零件内孔的圆角R1 或倒角C1;轴上零件的轴向固定就是不允许轴上零件沿轴向窜动。轴上零件的周向固定是保证轴上的传动零件与轴一起转动。 制造工艺和装配工艺要求：制造工艺要求是指轴的结构应尽可能便于加工，节约加工成本。为此，轴端倒角的尺寸应尽量一样，轴肩的圆角半径也要尽可能相同。若轴上采用多个单键联接时，键宽应尽可能统一，并在同一加工直线上。在磨削和车螺纹的轴段应有砂轮越程槽和螺纹退刀槽。 标准尺寸要求：轴上的零件多数都是标准零件，如滚动轴承、联轴器、圆螺母等，因此与标准零件配合处的轴段尺寸必须符合标准零件的标准尺寸系列。 提高轴的疲劳强度：加大轴肩处的过渡圆角半径和减小轴肩高度，就可以减少应力集中，从而提高轴的疲劳强度。提高轴的表面质量、合理分布载荷等也可以提高轴的疲劳强度。 11-6 提高轴的疲劳强度主要是加大轴肩处的过渡圆角半径和减小轴肩高度，就可以减少应力集中，从而提高轴的疲劳强度。提高轴的表面质量、合理分布载荷等也可以提高轴的疲劳强度。 11-7 为了保证轴上零件靠紧定位面，轴肩处的圆角半径R 必须小于零件内孔的圆角R1 或倒角C1; 轴肩高度一般取h=（0.07～0.1）d 。 11-8 左端轴承内圈没有左固定；内圈右端轴肩高度过高；齿轮与轴连接的键槽位 置不对，应开在轴段的中部；齿轮右端没有固定；两个键槽应该开在同一条线上；带轮右端固定不合适；右侧轴承没有右端固定。 第12章 12-1滑动轴承按所承受的载荷方向不同分向心滑动轴承,推力滑动轴承,向心滑动轴承用于承受径向载荷,推力滑动轴承用于承受轴向载荷. 12-2 常用的轴瓦材料有:轴承合金,青铜,黄铜,铸铁,塑料,橡胶及粉末冶金等. 轴承合金疲劳强度低且价格贵,固用于轴承衬. 12-3开油孔、油沟的作用是为了把润滑油导入轴承工作表面。开设原则是：（1）油沟长度应比轴瓦短。（2）油孔和油沟应开在非承载区。 12-4验算平均强度p 是为防止轴颈与轴瓦间的润滑油被挤出而发生过渡磨损．验算pv 值是为了防止轴承因温度升高过热，导致润滑不良或失效发生胶合．验算速度v 是为防止滑动速度过高而加速磨损． 12-5 (略) 12-6 (略) 12-7 (略) 12-8 (略) 12-9 (略) 12-10 (略) 12-11 (略) 12-12 解：材料ZCuSn5PB5Zn5的性能参数分别为[p]=8MPa,[pv]=15MPa ·m/s,[v]=3m/s (1)验算平均压强 ][5.280 8016000p dB F p r <=?== （2）验算pv 值 ][05.180 19100100 1600019100pv B n F pv r <=??== （3）验算v 值 ][42.010******* 8014.3100060v dn v <=???=?=π 12－13 解：6208轴承的基本额定静载荷为18KN ，071.018000 1270 0==C F a ，应用线性差值法求得e 值为：271.026.0)056.0071.0(056 .0084.026 .028.0=+---= e ， e F F r a >==423.03000 1270，取X ＝0.56，Y 值用线性差值法求得： 63.1)056.0071.0(056 .0084.071 .155.171.1=---+ =Y 3750)127063.1300056.0(1)(=?+??=+=a r p YF XF f P 12-14 解：6307轴承的基本额定动载荷为33.2KN ， h L P C f n L h T h 8000][82000)2100 332001(8006010)(60103 66=>=??==ε 此轴承满足要求。 12－15 解：依题意d=30mm ，试选6006轴承，查手册得 C ＝13200N ，C 0＝8300N 。 072.08300 600 0==C F a 应用线性差值法求得e 值为： 271.026.0)056.0072.0(056 .0084.026 .028.0=+---= e ， e F F r a >==45.01320 600，取X ＝0.56，Y 值用线性差值法求得： 62.1)056.0072.0(056 .0084.071 .155.171.1=---+ =Y 2.1711)60062.1132056.0(1)(=?+??=+=a r p YF XF f P h L P C f n L h T h 5000][5274)2 .1711132001(14506010)(60103 66=>=??==ε 可知所选6006轴承合适。 12－16 解：（1）计算轴承轴向力1a F 、2a F 查表12－13 7310AC 轴承内部轴向力的计算公式为r s F F 68.0=,故有： N F F N F F r s r s 6.3702544568.068.06.64294568.068.02211=?===?== 绘出计算简图 2 1 S2r1 F A 因为 216.244218006.624s A s F F F <=+=+ 故可判定轴承1被压紧，轴承2被放松，两轴承的轴向力分别为： N F F F N F F A s a s a 6.190237022122=-=== （2）计算当量动载荷1P 、2P 由表12－12，查得e=0.68,而: e F F e F F r a r a ===>==68.05445 6 .370201.29456 .19022211 查表12－12可得：0187.041.02211====Y X Y X 则轴承的当量动载荷为： N F Y F X f P N F Y F X f P a r P a r P 653454452.1)(3.2451)6.190287.094541.0(2.1)(2222211111=?=+==?+??=+= （3）计算轴承寿命h L 因21P P >,且两轴承型号相同，所以只计算轴承2寿命，7310AC 轴承的额定动载荷为C ＝55500N,取3,1==εT f ，故 h L P C f n L h T h 1000][10639)6534 555001(9606010)(60103 66=>=??==ε
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