機械設(shè)計基礎(chǔ)習(xí)題答案.doc

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1、平面機構(gòu)及其自由度 1、如圖a所示為一簡易沖床的初擬設(shè)計方案，設(shè)計者的思路是：動力由齒輪1輸入，使軸A連續(xù)回轉(zhuǎn)；而固裝在軸A上的凸輪2與杠桿3組成的凸輪機構(gòu)將使沖頭4上下運動以達到?jīng)_壓的目的。試?yán)L出其機構(gòu)運動簡圖（各尺寸由圖上量?。?，分析其是否能實現(xiàn)設(shè)計意圖？并提出修改方案。 解 1）取比例尺繪制其機構(gòu)運動簡圖（圖b）。 圖 b） 2）分析其是否能實現(xiàn)設(shè)計意圖。 由圖b可知，，，，， 故： 因此，此簡單沖床根本不能運動（即由構(gòu)件3、4與機架5和運動副B、C、D組成不能運動的剛性桁架），故需要增加機構(gòu)的自由度。 3）提出修改方案（圖c）。 為了使此機構(gòu)能運動

2、，應(yīng)增加機構(gòu)的自由度（其方法是：可以在機構(gòu)的適當(dāng)位置增加一個活動構(gòu)件和一個低副，或者用一個高副去代替一個低副，其修改方案很多，圖c給出了其中兩種方案）。 圖 c 1） 圖 c 2） 2、試畫出圖示平面機構(gòu)的運動簡圖，并計算其自由度。 解：，，， 解：，，， 3、計算圖示平面機構(gòu)的自由度。 解：，，， 解：，，，，局部自由度 解：，，， 解： D,E,FG與D，H，J，I為對稱結(jié)構(gòu)，去

3、除左邊或者右邊部分，可得，活動構(gòu)件總數(shù)為7，其中轉(zhuǎn)動副總數(shù)為8，移動副總數(shù)為2，高副數(shù)為0，機構(gòu)自由度為1。 （其中E、D及H均為復(fù)合鉸鏈） 4、試求圖示各機構(gòu)在圖示位置時全部瞬心的位置（用符號直接標(biāo)注在圖上）。 平面連桿機構(gòu)及其設(shè)計 1、在圖示鉸鏈四桿機構(gòu)中，已知：=50mm，=35mm，=30mm

4、，為機架， 1）若此機構(gòu)為曲柄搖桿機構(gòu)，且為曲柄，求的最大值； 2）若此機構(gòu)為雙曲柄機構(gòu)，求的范圍； 3）若此機構(gòu)為雙搖桿機構(gòu)，求的范圍。 解：1）AB為最短桿 2）AD為最短桿，若 若 3) 為最短桿 ， 為最短桿 由四桿裝配條件

5、2、在圖示的鉸鏈四桿機構(gòu)中，各桿的長度為a=28mm，b=52mm，c=50mm，d=72mm。試問此為何種機構(gòu)？請用作圖法求出此機構(gòu)的極位夾角，桿的最大擺角，計算行程速度比系數(shù)。 解1）作出機構(gòu)的兩個 極位，由圖中量得 2）求行程速比系數(shù) 3）作出此機構(gòu)傳動 角最小的位置，量得 此機構(gòu)為 曲柄搖桿機構(gòu) 3、畫出各機構(gòu)的壓力角傳動角。箭頭標(biāo)注的構(gòu)件為原動件。 4、現(xiàn)欲設(shè)計一鉸鏈四桿機構(gòu)，已知其搖桿的長=75mm，行程速比系數(shù)=1

6、.5，機架的長度為=100mm，又知搖桿的一個極限位置與機架間的夾角為＝45○，試求其曲柄的長度和連桿的長。（有兩個解） 解：先計算 并取作圖，可得兩個解 凸輪機構(gòu)及其設(shè)計 1、已知一偏置尖頂推桿盤形凸輪機構(gòu)如圖所示，試用作圖法求其推桿的位移曲線。 解 以同一比例尺=1mm/mm作推桿的位移線圖如下所示。 2、試以作圖法設(shè)計一偏置直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)的凸輪輪廓曲線。已知凸輪以等角速度逆時針回轉(zhuǎn)，正偏距=10mm，基圓半徑=30mm，滾子半徑=10mm。推桿運動規(guī)律為：凸

7、輪轉(zhuǎn)角δ=0○～150○，推桿等速上升16mm；δ=150○～180○，推桿不動；δ=180○～300○ 時，推桿等加速等減速回程16mm;δ=300○～360○時，推桿不動。 解 推桿在推程段及回程段運動規(guī)律的位移方程為： 1） 推程： ， 2） 回程：等加速段 ， 等減速段 ， 取=1mm/mm作圖如下： 計算各分點得位移值如下： 總轉(zhuǎn)角δ∑ 0 15 30 45 60 75 90 105 120 135 150 165 s 0 1.6 3.2

8、 4.8 6.4 8 9.6 11.2 12.8 14.4 16 16 δ∑ 180 195 210 225 240 255 270 285 300 315 330 360 s 16 15.5 14 11.5 8 4.5 2 0.5 0 0 0 0 3、在圖示凸輪機構(gòu)中，凸輪為偏心輪，轉(zhuǎn)向如圖。E、F為凸輪與滾子的兩個接觸點，試在圖上標(biāo)出： 1）從E點接觸到F點接觸凸輪所轉(zhuǎn)過的角度； 2）F點接觸時的從動件壓力角； 3）由E點接觸到F點接觸從動件的位移s； 4）畫出凸輪理論輪廓曲線和基圓。

9、 齒輪機構(gòu) 1、設(shè)有一漸開線標(biāo)準(zhǔn)齒輪=20,=8mm,=20,=1,試求：其齒廓曲線在分度圓及齒頂圓上的曲率半徑、 及齒頂圓壓力角。 解：求、、 2、已知一對外嚙合標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪的標(biāo)準(zhǔn)中心距a =160mm，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 60，求模數(shù)和分度圓直徑d1、d2。 解： 3、設(shè)已知一對斜齒輪傳動，z1=20,z2=40,=8mm,=20○, =1, =0.25,B=30mm,初取β=15○，試求該傳動的中心距a(a值應(yīng)圓整為個位數(shù)為0或5，并相應(yīng)重算螺旋角β )、幾何尺寸、當(dāng)量齒數(shù)

10、和重合度。 解1）計算中心距a 初取，則 取，則 2）計算幾何尺寸及當(dāng)量齒數(shù) 尺寸名稱 小齒輪 大齒輪 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 齒頂高、齒根高 法面及端面齒厚 法面及端面齒距 當(dāng)量齒數(shù) 3）計算重合度 4、已知一對等頂隙收縮齒標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動，齒數(shù)z1 = 20，z2 = 38，模數(shù)m = 4mm，分度圓壓力角α = 20,齒頂高系數(shù)ha★ = 1，齒頂間隙系數(shù) c ★ = 0.2，軸交角Σ = 90。求兩錐齒輪的齒頂圓錐角δa

11、1、δa2及其它主要尺寸。 解：齒頂圓錐角：， 齒頂高： 齒根高： 輪系及其設(shè)計 1、如圖所示為一手搖提升裝置，其中各輪齒數(shù)均已知，試求傳動比i15,指出當(dāng)提升重物時手柄的轉(zhuǎn)向（在圖中用箭頭標(biāo)出）。 解 此輪系為 空間定軸輪系 2、在圖示齒輪系中，已知z1=z2=19，z3’=26，z4=30，z4’=20，z5=78，齒輪1與齒輪3同軸線，求齒輪3的齒數(shù)及傳動比i15。 解： 3、在圖示的

12、行星減速裝置中，已知z1=z2=17，z3=51。當(dāng)手柄轉(zhuǎn)過90時轉(zhuǎn)盤H轉(zhuǎn)過多少度？ 解： ，故手柄轉(zhuǎn)過90度時，轉(zhuǎn)盤H轉(zhuǎn)過22.5度 4、在圖示的差動齒輪系中，已知各輪齒數(shù)z1=15，z2=25，z2’=20，z3=60。若n1 = 200r/min，n3 = 50r/min，且轉(zhuǎn)向相同，試求行星架H的轉(zhuǎn)速nH。 解： 5、在圖示的復(fù)合輪系中，設(shè)已知n1=3549r/min，又各輪齒數(shù)為z1=36,z2=60

13、,z3=23，z4=49,z4，=69,z5=31,z6=131,z7=94,z8=36,z9=167,試求行星架H的轉(zhuǎn)速nH（大小及轉(zhuǎn)向）？ 解：此輪系是一個復(fù)合輪系 在1－2（3）－4定軸輪系中： （轉(zhuǎn)向見圖） 在4’－5－6－7行星輪系中 在7－8－9－H行星輪系中 故，其轉(zhuǎn)向與輪4轉(zhuǎn)向相同 其他常用機構(gòu)及動力分析 1、已知槽輪機構(gòu)的槽數(shù)z=5，撥盤的圓銷數(shù)K=1，轉(zhuǎn)速n1=75 r/min，求槽輪的運動時間tm和靜止時間ts。 解：，， 2、在圖a所示的盤形轉(zhuǎn)子中，有四個偏心質(zhì)量位于同一回轉(zhuǎn)平面內(nèi)，其大小及回轉(zhuǎn)半徑分別為m1=5kg

14、,m2=7kg,m3=8kg,m4=10kg;r1=r4=10cm,r2=20cm,r3=15cm，方位如圖a所示。又設(shè)平衡質(zhì)量mb的回轉(zhuǎn)半徑rb=15cm。試求平衡質(zhì)量mb的大小及方位。 解 根據(jù)靜平衡條件有 以作質(zhì)徑積多邊形圖b，故得 2、在圖a所示的轉(zhuǎn)子中，已知各偏心質(zhì)量m1=10kg,m2=15kg,m3=20kg,m4=10kg,它們的回轉(zhuǎn)半徑分別為r1=40cm,r2=r4=30cm,r3=20cm,又知各偏心質(zhì)量所在的回轉(zhuǎn)平面間的距離為l12=l23=l34=30cm,各偏心質(zhì)量的方位角如圖。若置于平衡

15、基面I及II中的平衡質(zhì)量mb1及mbⅡ的回轉(zhuǎn)半徑均為50cm，試求mbⅠ及mbⅡ的大小和方位。 解 根據(jù)動平衡條件有 以作質(zhì)徑積多邊形圖b和圖c，由圖得 平衡基面I 平衡基面П 聯(lián)接 1、圖示為一升降機構(gòu)，承受載荷F =150 kN，采用梯形螺紋，d = 60 mm，d2 = 56 mm，P = 8 mm，線數(shù)n = 3。支撐面采用推力球軸承，升降臺的上下移動處采用導(dǎo)向滾輪，它們的摩擦阻力近似為零。試計算： (1)工作臺穩(wěn)定上升時的效率（螺紋副當(dāng)量摩擦系

16、數(shù)為0.10）。 (2)穩(wěn)定上升時加于螺桿上的力矩。 (3)若工作臺以720 mm/min的速度上升，試按穩(wěn)定運轉(zhuǎn)條件求螺桿所需轉(zhuǎn)速和功率。 (4)欲使工作面在載荷作用下等速下降，是否需要制動裝置？加于螺栓上的制動力矩是多少？ 解：1） ， 2） 3），， =3158w 4） 不自鎖，需要制動裝置，制動力矩 2、圖示為一用兩個M12螺釘固定的牽曳鉤，若螺釘材料為Q235鋼，裝配時控制預(yù)緊力，結(jié)合面摩擦系數(shù)f = 0.15，求其允許的最大牽曳力。 解：由結(jié)構(gòu)形式可知，結(jié)合面 聯(lián)接螺栓數(shù)目 ，

17、 由表9.5查得 控制預(yù)緊力，取。 ， 由表查取 ， 取 3、圖示為一剛性凸緣聯(lián)軸器，材料為Q215鋼，傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為1400 N.m（靜載荷）。聯(lián)軸器用4個M16的鉸制孔用螺栓聯(lián)接，螺栓材料為Q235鋼，試選擇合適的螺栓長度，并校核該聯(lián)接的強度。 解：單個螺栓所受橫向載荷 強度條件 ， 由表9.5查得： 由表9.5查得 擠壓強度校核，最

18、弱材料 安全 螺栓長度 螺母厚度為14.8mm，墊片厚度 。 注：以0或5結(jié)尾 4、圖示為一鋼制液壓油缸，采用雙頭螺柱聯(lián)接。已知油壓p= 8 MPa，油缸內(nèi)徑D = 250 mm，D1=300mm,為保證氣密性要求，螺柱間距l(xiāng)不得大于4.5d（d為螺紋大徑），試設(shè)計此雙頭螺柱聯(lián)接。 解：1）計算單個螺栓得工作載荷，暫取螺栓數(shù)目 ， 2）計算單個螺栓總拉力，取殘余預(yù)

19、緊力 3）求螺栓公稱直徑 選取螺栓材料為40Cr，裝配時不控制預(yù)緊力，按表9.6暫取安全系數(shù)，， 由表9.1，取，按圖表9.6可知所取安全系數(shù)是正確的。 4）驗證螺栓數(shù)目 5、在題9-3中，已知軸的材料為45鋼，工作時有輕微沖擊。試為該聯(lián)軸器選擇平鍵，確定鍵的尺寸，并校核其強度。 解：1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 選用半圓頭普通平鍵，材料45鋼，由表9.10查得，，參考輪轂長度，取 2）校核鍵聯(lián)接強度 鍵和軸的材料優(yōu)于輪轂材料，應(yīng)校核聯(lián)軸器強度

20、，由表9.11取許用應(yīng)力 ，，，合適。 標(biāo)記 鍵 齒輪傳動 1．已知閉式直齒圓柱齒輪傳動的傳動比，，，長期雙向轉(zhuǎn)動，載荷有中等沖擊，要求結(jié)構(gòu)緊湊，采用硬齒面材料。試設(shè)計此齒輪傳動。 解：1）選擇材料、確定許用應(yīng)力 大小齒輪均采用20Cr，滲碳處理淬火，由表10.1選擇硬度為59HRC，由圖10－9c得到， ， 由表10.4得，取， 由圖10－6c得，， 由表10.4得，取， 2）按輪齒彎曲強度設(shè)計 齒輪按8級精度制造，由表10.3，取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)，小齒輪上得轉(zhuǎn)矩 取，則，由圖10－8查得， ，將帶入式（10－

21、10） 由表4.1取 中心距 齒 寬 ，取， 3）驗算齒面的接觸強度 安全 4）齒輪的圓周速度 由表10.2可知選8級精度是合適的。 2、設(shè)兩級斜齒圓柱齒輪減速器的已知條件如圖所示，試問：1)低速級斜齒輪的螺旋線方向應(yīng)如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反；2)低速級螺旋角β應(yīng)取多大數(shù)值才能使中間軸上兩個軸向力互相抵消。 解：要使中間軸兩齒輪的斜齒輪 的軸向力相反，則旋向必須相同， 左旋，應(yīng)為右旋，為右 旋，按題意，，則：

22、， ， 又因， 所以， ， 3、　設(shè)計一單級閉式斜齒輪傳動，已知P=10kW，n1=1460r/min，i=3.3，工作機有中等沖擊載荷。要求采用電動機驅(qū)動，選用軟齒面材料，z1=19。試設(shè)計此單級斜齒輪傳動，校核疲勞強度。 解：1）選擇材料以確定許用應(yīng)力 小齒輪采用調(diào)質(zhì)，硬度取260HBS， 大齒輪采用調(diào)質(zhì)，硬度取260HBS 由圖11－6b），，由表10.4取， 則 ， 由圖10－9b），，由表10.4 取 則 ， 2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 設(shè)

23、齒輪按8級精度制造，由表10.3取載荷系數(shù)，齒寬系數(shù) 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩 按式10－15計算中心距 取，，初選 由表4.1取 齒寬 取 ， 3）驗算彎曲強度 由圖10－8，， ， 安全！ 蝸桿傳動 1、 設(shè)某一標(biāo)準(zhǔn)蝸桿傳動的模數(shù)，蝸桿的分度圓直徑，蝸桿的頭數(shù),傳動比，

24、試計算蝸輪的螺旋角和蝸桿傳動的主要尺寸。 解：1）蝸桿直徑系數(shù) 2）螺旋角升角 ， 3）中心距 2、對圖示的蝸桿傳動，請根據(jù)已知的蝸桿的螺旋方向和轉(zhuǎn)向，確定蝸輪的螺旋方向和轉(zhuǎn)向。并在圖中表出蝸桿和蝸輪的受力方向。 解： 由于蝸桿為左旋，故蝸輪為左旋，圖中紅色的箭頭表示蝸桿的受力，綠色的表示蝸輪的受力。 3、試設(shè)計一單級圓柱蝸桿傳動：傳動由電動機驅(qū)動，電動機的功率為7kW，轉(zhuǎn)數(shù)為1440r/min，蝸輪軸的轉(zhuǎn)數(shù)為80r/min，載荷平穩(wěn)，單向傳動。 解：1）選擇材料，蝸桿用45鋼，表面淬火，硬度為45HRC～55HRC，以保證蝸

25、桿較好的耐磨性。蝸輪齒圈用鑄錫青銅ZCuSn10P1，砂模鑄造，輪心用灰鑄鐵HT100。 2）確定許用應(yīng)力，由表10.1查得 3）選擇蝸桿的頭數(shù)和蝸輪的齒數(shù) ，取， 4）初選蝸桿傳動的效率 由，由表11.7，初選蝸桿傳動的效率為0.8 5）計算作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 6）確定載荷系數(shù) 取 7）確定模數(shù)和蝸桿分度圓直徑 ，由表11.2取， 8）驗算效率 蝸桿分度圓的圓周速度 ， 由表11－6，， 9）驗算接觸疲勞強度 由式11－

26、12重新計算，以效率0.8計算，，而，設(shè)計結(jié)果可用 10）尺寸計算 帶傳動 1、一普通V帶傳動，已知帶的型號為A，兩輪基準(zhǔn)直徑分別為150 mm和400 mm，初定中心距a = 450 mm，小帶輪轉(zhuǎn)速為1460 r/min。試求：(1)小帶輪包角；(2)選定帶的基準(zhǔn)長度Ld；(3)不考慮帶傳動的彈性滑動時大帶輪的轉(zhuǎn)速；(4)滑動率e =0.015時大帶輪的實際轉(zhuǎn)速；(5)確定實際中心距。 解：1）小帶輪包角： 2）確定帶的基準(zhǔn)長度： 由表12.3取

27、3）不計彈性滑動 4）考慮滑動率時，實際轉(zhuǎn)速 5）實際中心距： 2、設(shè)計一破碎機用普通V帶傳動。已知電動機額定功率為P = 5.5 kW，轉(zhuǎn)速n1= 1440 r/min，從動輪為n2= 600 r/min，允許誤差5%，兩班制工作，希望中心距不超過650 mm。 解：1）計算功率 ， 由表12.6查取 ， 2）選取V帶型號，由圖12－13確定選用A型。 3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑， 由表12.7取 ，， 取直徑系列：

28、 大帶輪的帶速： 允許 4）驗算帶速： ，在范圍內(nèi)，帶速合適 5）確定帶長和中心距 初取中心距， 由表12.3取 實際中心距 6）驗算小帶輪包角 7）確定帶的根數(shù) 傳動比 由表12.4查得 ，

29、由表12.5查得 由表12.8查得 ， 由表12.3查得 取根 8）求壓軸力 由表12.2查得，單根帶的張緊力 壓軸力為 9）帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計（略） 鏈傳動 1、　一單排滾子鏈傳動，鏈輪齒數(shù)z1=21、z2=53、鏈型號為10A、鏈長Lp=100節(jié)。試求兩鏈輪的分度圓、齒頂圓和齒根圓直徑以及傳動的中心距。 解：由表13.1查得10A鏈，，，兩鏈輪的分度圓，齒頂圓，齒根圓直徑分別

30、為 中心距 2、設(shè)計一往復(fù)式壓氣機上的滾子鏈傳動。已知電動機轉(zhuǎn)速n1=960 r/min，功率P = 3 kW，壓氣機轉(zhuǎn)速n2=320 r/min，希望中心距不大于650 mm（要求中心距可以調(diào)節(jié)）。 解：1）選擇鏈輪齒數(shù)， 假定鏈速 ，由表13.6取鏈輪的齒數(shù)為 ，大鏈輪齒數(shù)。 2）確定鏈節(jié)數(shù) 初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為， 取節(jié) 3）確定鏈條節(jié)距P 由圖13－14按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計工作點落在曲線頂點左側(cè)，由表13.3查得工況系數(shù)，由表13.4查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù)為，由圖1

31、3－16查得鏈長系數(shù)，采用單排鏈，由表13.5查得排數(shù)系數(shù)為。由式（13－14）計算修正后的傳遞功率為， 根據(jù)，由圖13－14選擇滾子鏈型號為08A，節(jié)距 4）確定實際中心距 中心距減少量 實際中心距 取，符合設(shè)計要求 5）驗算速度 ，與原定假設(shè)相符 6）計算壓軸力 工作拉力 ，有中等沖擊取 ，壓軸力 7）潤滑方式 由圖13－15選擇油浴飛濺潤滑方式 8）鏈輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 設(shè)計結(jié)果，滾子鏈型號08A-1-124/

32、T1234-1997 ，，， 軸 1、已知一傳動軸直徑d=32mm，轉(zhuǎn)速n=1440 r/min，如果軸上的扭切應(yīng)力不允許超過50MPa,問此軸能傳遞多少功率？ 解： 2、在圖示軸的結(jié)構(gòu)圖中存在多處錯誤，請指出錯誤點，說明出錯原因，并加以改正。 解： 1、軸頭無軸肩，外伸零件無法定位 2、軸無階梯，軸承安裝困難，加工量大 3、端蓋無墊片，無法調(diào)整軸向間隙 4、套筒高度與軸承內(nèi)圓高度相同，軸承無法拆卸 5、鍵槽過長，開到端蓋內(nèi)部 6、端蓋與軸無間隙，無密封材料 7、軸頸長度與軸上零

33、件輪轂長度相等，無法使套筒壓緊齒輪 8、右軸承未定位 3、如圖所示單級直齒圓柱齒輪減速器，用電機驅(qū)動，電動機的功率P=12kW，轉(zhuǎn)速n=1470r/min，齒輪的模數(shù)m=4mm，齒數(shù)z1=19，z2=72，若支承間跨距l(xiāng)=180mm（齒輪位于中央），軸材料為45號鋼調(diào)質(zhì)。試計算減速器輸出軸危險截面的直徑。 解： 1）計算支承反力 圓周力 徑向力 合 力 由于對稱，支承反力 2）

34、求彎矩，作彎矩圖 3）作彎矩圖 4）作當(dāng)量彎矩圖 對載荷變化規(guī)律不清楚，一般按脈動循環(huán)處理，折合系數(shù) 5)計算危險截面C的軸徑 由表14.145鋼調(diào)質(zhì)，硬度217～255，，由表14.5查得 因C處有鍵槽，故將直徑增大5％，，取整為。 軸承 1、有一滑動軸承，軸轉(zhuǎn)速n =650r/min，軸頸直徑d =120mm，軸承上受徑向載荷F =5000N，軸瓦寬度B =150mm，試選擇軸承材料，并按非液體潤滑滑動軸承校核。 解：1）、計算壓強 2）計算 3）驗算滑

35、動速度 由表15.1取軸承材料鑄錫青銅 2、試說明以下滾動軸承的類型、內(nèi)徑尺寸、精度：6210、7207C/P5、N208、31306、51205。 解： （） 2、有一深溝球軸承，受徑向載荷Fr=8000N，常溫下工作，載體平穩(wěn)，轉(zhuǎn)速n =1440r/min，要求設(shè)計壽命Lh =5000h，試計算此軸承所要求的額定動載荷。 解：徑向基本額定動載荷 由表16.6取，由表16.4取，。 3、根據(jù)設(shè)計要求，在某一軸上安裝一對7000AC軸承（如圖所示），已知兩個軸承的徑

36、向載荷分別是：Fr1=1000N，F(xiàn)r2=2060N，外加軸向力Fa=880N，軸頸d=40mm，轉(zhuǎn)速n =5000r/min，常溫下運轉(zhuǎn)，有中等沖擊，預(yù)期壽命Lh=2000小時，試選擇軸承型號。 解：1）計算軸承得軸向力， 由表16.7查得內(nèi)部軸力 ， 故軸有向左移動的趨勢 1 “放松” 2 “壓緊”， 2）計算軸承1、2的當(dāng)量動載荷 ，，， 由表16.6取， 由于只需計算軸承2，取 而軸承7208AC 故選擇7208AC軸承 聯(lián)軸器 1、電動機與水泵之間用聯(lián)軸器聯(lián)接，已知電動機功率P=11kW,轉(zhuǎn)速n=960r/min，電動機外伸軸端直徑d1=42mm，水泵軸的直徑為d2=38mm，試選擇聯(lián)軸器類型和型號。 解：由表17.1取工況系數(shù) 由設(shè)計手冊，TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器， ， 滿足要求