机械设计 计算题讲解
《机械设计》习题库(计算题点讲)
西南科技大学《机械设计》习题库四、计算题1、图示，螺栓刚度为c 1，被联接件刚度为c 2，已知c 2＝8c 1，预紧力F ＇＝1000N ，轴向工作载荷F ＝1100N 。
试求；⑴螺栓所受的总拉力F 0；⑵被联接件中的剩余预紧力F ” 。
F FF ＇F ＇2、图示，为一对正安装的圆锥滚子轴承。
已知：作用在轴上的外载荷为M =450kN ·mm ，F R =3000N ，F A =1000N ，方向如图所示。
试求：⑴在插图二上，标出两轴承所受的派生轴向力S 1 和S 2的方向；⑵求出派生轴向力S 1 和S 2的大小； ⑶计算轴承所受的实际轴向力A 1和A 2。
（提示：派生轴向力S 与轴承所受的径向支反力R 的关系为：S =0.25R ）【要点：受轴向工作载荷作用的紧螺栓联接F c c c F F 211'0++=F c c c F F 212'"+-= 或者F 0=F +F ”→F ”】【要点：⑴ S 的方向图示：由轴承外圈的厚边指向薄边。
⑵ 计算轴承支反力：R 1＝(300F R + M )/900 ；R 2＝F R －R 1 计算派生轴向力：S 1＝S 2＝0.25R 1＝375N ⑶ 判断压紧端和放松端，确定轴承所受的实际轴向力】12S 12S题4-2图答案3、夹紧联接如插图一所示，已知夹紧联接柄承受载荷Q ＝600N ，螺栓个数Z ＝2，联接柄长度L ＝300mm ，轴直径d ＝60mm ，夹紧结合面摩擦系数f ＝0.15，螺栓的许用拉应力[σ]＝58.97MPa 。
试求； ⑴计算所需要的预紧力F ’⑵确定螺栓的直径（提示：“粗牙普通螺纹基本尺寸”见表）表 粗牙普通螺纹基本尺寸（GB196-81） mm4、如图所示,某轴用一对反装的7211AC 轴承所支承,已知作用在轴上的径向外载荷F R =3000N, 作用在轴上的轴向外载荷F A =500N,方向如图所示。
机械设计基础-计算题
如图所示的行星 轮机构，为了受 力均衡，采用了 两个对称布置的 行星轮2及2’，
例题1 计算机构的自由度 复合铰链有几处？ 1处
5
4 3
② ④
①
局部自由度有几处？ 虚约束有几处？ 2处
机构由几个构件组成 5个 活动构件有 4个
2③
低副有
4个
高副有
2个
1
F = 3n–2PL–PH
= 3× 4 – 2×4 – 2 =2
机车驱动轮
A
M
B
N
O1
O3
若计入虚约束，则机构
自由度数就会：减少
（4）构件中对传递运动不起独立作用的对称部分的 约束称为虚约束。
虚约束对运动虽不起作用但
可以增加构件的刚性或使构件受 力均衡，因此在实际机械中并不 少见。但虚约束要求制造精度较 高，若误差太大，不能满足某些 特殊几何要求会变成真约束.
① 1m法
式中，m表示外啮合次数
i15
1 5
(1)3
z2 z3z4 z5 z1z2 z3 z4
z3z4 z5 z1z3 z4
“－”表示首、末两轮转向相反
②画箭头法
具体步骤如下：在图上 用箭头依传动顺序逐一标出 各轮转向，若首、末两轮方 向相反，则在传动比计算结 果中加上“－”号。
2．轮系中所有各齿轮的几何轴线不是都平行， 但首、末两轮的轴线互相平行
用标注箭头法确定
i14
1 4
z2 z3 z4 z1z2 z3
3. 轮系中首、末两轮几何轴线不平行 ②
如下图所示为一空
n8
间定轴轮系，当各轮齿数
及首轮的转向已知时，可
求出其传动比大小和标出
各轮的转向，即：
机械设计基础部分例题答案讲解
题1—5 计算题1—5图所示机构的自由度（若有复合铰链，局部自由度或虚约束应明确指出）,并标出原动件。
题1—5图题解1—5图解题分析: 图中C处为3杆形成的复合铰链；移动副M与F导路互相平行，其之一为虚约束；图示有6个杆和10个转动副（I、J、G、L及复合铰链K和H）形成虚约束。
解答：1．机构的自由度：2．选AB杆为原动件。
题2-1在图示铰链四杆机构中，已知l BC=100mm，l CD=70mm，l AD=60mm，AD为机架。
试问：（1）若此机构为曲柄摇杆机构，且AB为曲柄，求l AB的最大值；（2）若此机构为双曲柄机构，求l AB 最小值； （3）若此机构为双摇杆机构，求l AB 的取值范围。
解题分析：根据铰链四杆机构曲柄存在条件进行计算分析。
在铰链四杆机构中，若满足杆长条件，以最短杆或最短杆相邻的杆为机架，机构则有曲柄，否则无曲柄；若不满足杆长条件，无论取哪个构件为机架，机构均为无曲柄，即为双摇杆机构。
解答：1．因为AD 为机架，AB 为曲柄，故AB 为最短杆，有AD CD BC AB l l l l +≤+，则m m30)1006070(=-+=-+≤BC AD CD AB l l l l故 mm30max =AB l2．因为AD 为机架，AB 及CD 均为曲柄，故AD 杆必为最短杆，有下列两种情况：若BC 为最长杆，则 m m100=<BC AB l l ，且AB CD BC AD l l l l +≤+，则m m90m m )7010060(=-+=-+≥CD BC AD AB l l l l得 m m 100m m 90≤≤AB l若AB 为最长杆，则m m100=>BC AB l l ，且BC CD AB AD l l l l +≤+，故m m110m m )6070100(=-+=-+≤AD CD BC AB l l l l得m m 110m m 100≤≤AB l故m m 90min =AB l3．如果机构尺寸不满足杆长条件，则机构必为双摇杆机构。
机械设计基础作业讲解
[σ H 1 ] = 580 = 527 MPa
[σ F 2 ] = 240 = 171MPa
1.4
（ 2）验算接触强度，验算公式为：
σ H = ZEZH
2 KT1 (u ± 1) ≤ [σ H ] 2 bd1 u
解： 1．判定轮系类型：因齿轮6的轴线绕别的齿轮轴 线作圆周运动，轮系中有周转轮系存在，故该轮系为 复合轮系。 2．正确划分各基本轮系：由齿轮1-2-3-4 组成的定 轴轮系；由齿轮5-6-7- H组成的差动轮系 定轴轮系1-2-3-4传动比计算式：
i14 =
n1 34 × 36 2 z z = (− 1) 2 4 = = 3 .4 n4 z1 z 3 20 × 18
3
1
Fa3 Fr3
Ft3
n1
2 Ft2 Fr2
Fa2
n2
12-2 解 ：（ 1）如图所示： （ 2）由题意，根据已知条件， 可以得到蜗轮上的转矩为
Fr1 Fa1 Ft1 Ft2
Fa2
Fa1 Ft2 Fr2 n 2
蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力大小相等，方向相反，即：
蜗杆的轴向力与蜗轮的圆周力大小相等，方向相反，即：
，能满足接触强度。 （ 3）验算弯曲强度 其中：齿形系数： YFa1 = 1.6
YFa 2 = 2.76
应力集中系数 ： YSa1 = 1.75 验算公式： σ F 1 =
YSa 2 = 2.27
= 20 MPa ≤ [σ F 1 ]
2 KT1 2 × 1.3 × 53056 × 2.76 × 1.6 YFa1YSa1 = bm 2 z1 78 × 4 2 × 25
机械设计基础常见计算题及详细答案 ppt课件
k 1 q 1 1 0.86 1.47 - 1 1.40
2、 尺寸系数 ：
由附图 3 - 2 0.77
0.87
3、 表面质量系数 ： 由附图 3 - 4 0.81
4、 强化系数 ： q 1
弯曲疲劳极限综合影响
系数 ：
k
1 .69 0 .77
1 0 .81
(1)将大带轮基准直径dd2减小到280mm；
(2)将小带轮基准直径ddl增大到200mm；
(3)将鼓轮直径D增大到350mm。
dd 02dd1D40 2 00 3 05 10 .4
d d0
202d 02 /11/29 d1
D 0 281 042 050
12
解：
仅从运动学的角度来看三种方案都可以提高生产率，而且 提高的幅度是相同的。
1 1 1
2 .49
剪切疲劳极限综合影响
2020/11/29
系数 ：
k
1 .40 0 .87
1 0 .81
1 1 1
1 .84
6
3-20 一零件由45钢制成，材料的力学性能为：σs=360MPa，σ1=300 MPa，ψσ=0.2。已知零件上的最大工作应力σmax=190MPa， 最小工作应力σmin=110MPa，应力变化规律为σm=常数，弯曲疲 劳极限的综合影响系数Kd=2.0，试分别用图解法和计算法确定该 零件的计算安全系数。
dd 02dd1D4 dd2 dd 0 1 D 0 2
0 2 00 3 05 10 .4 81 042 050
但随着工作机功率的增加，带传动的功率成为关键环节。
方案一：仅使包角α1略有增加，但带速没有增加，小轮的 弯曲应力没有减小，带的传动功率没有根本改善。
机械设计计算题
1、（14分）图示为手动铰车中所采用的蜗杆传动。
已知m =8mm ，d 1=80mm ，z 1=1，i =40，卷筒的直径D =250mm ，试计算：（1）欲使重物上升1m ，应转动蜗杆的转数；（2）设蜗杆和蜗轮间的当量摩擦系数为0.18，检验该蜗杆传动是否满足自锁条件；（3）设重物重Q =5kN ，通过手柄转臂施加的力F =100N ，手柄转臂的长度l 的最小值 (不计轴承效率) 。
解：（1）重物上升1m 时，卷筒转动圈数：N 2=1000/πD=1000÷(250x3.14)=1.27蜗杆转动圈数为：N 1=i N 2=40x1.27=50.96(圈) （4分） （2）蜗杆直径系数q=d 1/m=80÷8=10导程角：γ=arctan1z q=arctan 18=7.125o当量摩擦角：ϕv =arctanf v = arctan0.18=10.204o因为：γ〈ϕv所以 蜗杆传动满足自锁条件（4分）（3）蜗杆传动的啮合效率：1tan tan 7.1250.401tan()tan(7.12510.204)oo o v γηγϕ===++2110.6250.039400.401T T kN m i η===⨯ 则:10.0390.390.1T l m F === （6 分）题图3-1250.1250.625T kN m =⨯=∙2、(13分)如图3-2所示的手摇起重绞车采用蜗杆传动。
巳知模数m＝8mm，蜗杆头数z1＝1，蜗杆分度圆直径d1＝80mm，蜗轮齿数z2＝40，卷筒直径D＝200mm，蜗杆与蜗轮间的当量摩擦系数f V＝0.03，轴承和卷简中的摩擦损失等于6％，问：(1)欲使重物W上升1m,手柄应转多少转?并在图上标出手柄的转动方向。
(2)若重物W＝5000N，手摇手柄时施加的力F＝100N，手柄转臂的长度L应是多少?[解] (1) i=z2/z1＝40设重物上升1m，手柄应转x转，则手柄的转动方向ω示于图中3.图示双级斜齿圆柱齿轮减速器，高速级：m n =2 mm ，z 1=22，z 2 =95，︒=20n α，a =120，齿轮1为右旋；低速级：m n = 3 mm ，z 3 =25，z 4=79，︒=20n α，a =160。
机械设计基础练习题+答案解析
机械设计基础试题库第一章绪论机械设计概述一、判断(每题一分)1、一部机器可以只含有一个机构，也可以由数个机构组成。
……（√）2、机器的传动部分是完成机器预定的动作，通常处于整个传动的终端。
（×）4、机构是具有确定相对运动的构件组合。
………………………………（√）5、构件可以由一个零件组成，也可以由几个零件组成。
………………（√）6、整体式连杆是最小的制造单元，所以它是零件而不是构件。
……（×）7、连杆是一个构件，也是一个零件。
………………………（√）8、减速器中的轴、齿轮、箱体都是通用零件。
………………………………（×）二、选择(每题一分)1、组成机器的运动单元体是什么？（B）A．机构B．构件C．部件D．零件2、机器与机构的本质区别是什么？（A ）A．是否能完成有用的机械功或转换机械能B．是否由许多构件组合而成C．各构件间能否产生相对运动D．两者没有区别3、下列哪一点是构件概念的正确表述？（D）A．构件是机器零件组合而成的。
B．构件是机器的装配单元C．构件是机器的制造单元D．构件是机器的运动单元4、下列实物中，哪一种属于专用零件？（B）A．钉B．起重吊钩C．螺母D．键5、以下不属于机器的工作部分的是（D）A．数控机床的刀架B．工业机器人的手臂C．汽车的轮子D．空气压缩机三、填空(每空一分)1、根据功能，一台完整的机器是由（动力系统）、（执行系统）、（传动系统）、（操作控制系统）四部分组成的。
车床上的主轴属于（执行）部分。
2、机械中不可拆卸的基本单元称为（零件），它是（制造）的单元体。
3、机械中制造的单元称为（零件），运动的单元称为（构件），装配的单元称为（机构）。
4、从（运动）观点看，机器和机构并无区别，工程上统称为（机械）。
5.机器或机构各部分之间应具有_相对__运动。
机器工作时，都能完成有用的__机械功___或实现转换__能量___。
第二章平面机构的结构分析一、填空题(每空一分)2.两构件之间以线接触所组成的平面运动副，称为高副，它产生1个约束，而保留2个自由度。
机械设计基础第10章习题讲解
本章的习题是按旧书的齿形系数Y F 求解的，新书需将齿形系数改为复合齿形系数Y FS 。
旧书（新书）10-3（10-3） 标准渐开线齿轮的（复合）齿形系数Y F （Y FS ）与什么因素有关？两个直齿圆柱齿轮的模数和齿数分别为m 1=20 mm ，z 1=20；m 2=2 mm ，z 2=20，其（复合）齿形系数是否相等？答：标准渐开线齿轮的（复合）齿形系数Y F （Y FS ）与齿轮的齿数有关，而与模数无关。
由于两个直齿圆柱齿轮的齿数相等，故其（复合）齿形系数是相等的。
10-7（10-6）有一直齿圆柱齿轮传动，允许传递功率P ，若通过热处理方法提高材料的力学性能，使大小齿轮的许用接触应力[σ H2]、[σ H1]各提高30％，试问此传动在不改变工作条件及其他设计参数的情况下，抗疲劳点蚀允许传递的扭矩和允许传递的功率可提高百分之几？解：由齿轮接触疲劳强度条件][≤)1(335H 213H σuba KT u σ±=当大小齿轮的许用接触应力提高30％时，即[] 1.3[]H H σσ'=，在不改变工作条件及其他设计参数的情况下，有[]1[] 1.3H H σσ'==得： 21111.3 1.69T T T '==11 1.69P P T T P P '=''=故允许传递的扭矩和允许传递的功率可提高69％。
10-8（10-7） 单级闭式直齿圆柱齿轮传动，小齿轮的材料为45钢调质，大齿轮材料为ZG310-570正火，P = 4 kW ， n 1=720 r/min ，m =4 mm ，z 1=25，z 2 =73，b 1=84 mm ，b 2 =78 mm ，单向传动，载荷有中等冲击，用电动机驱动，试问这对齿轮传动能否满足强度要求而安全工作。
解 ：⑴ 齿轮材料的许用应力由表 10-1查得小齿轮材料45钢调质，齿面硬度230HBS ；大齿轮ZG310-570正火，齿面硬度180HBS ，齿轮的材料为软齿面齿轮。
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（1） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 ，因此自由度数F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 C 为复合铰链（2） 活动构件数n=5，低副数 P L =7，高副数P H =0 因此自由度数F=3n-2P L -P H =3*5-2*7=1 F 、G 为同一个移动副，存在一个虚约束。
2．在图示锥齿轮组成的行星轮系中，各齿轮数120Z =，Z 2=27，Z 2’=45，340Z =，已知齿轮1的转速1n =330r/min ，试求转臂H 的转速n H (大小与方向)。
（1）判断转化轮系齿轮的转动方由画箭头法可知，齿轮1与齿轮3的转动方向相反。
（2）转化轮系传动比关系式'21323113Z Z Z Z n n n n i H HH⋅⋅-=--=（3）计算转臂H 的转速H n 。
代入13330,0n n ==及各轮齿数 330274002045330615150/minH H H H n n n n r -⨯=--⨯-+=-=转臂H 的转动方向与齿轮1相同。
2’2133．有一轴用一对46309轴承支承，轴承的基本额定动负载r C =48.1kN ，内部轴向力S=0.7Fr ，已知轴上承力R F =2500N ，A F =1600N ，轴的转速n=960r/min ，尺寸如图所示。
若取载荷系数p f =1.2，试计算轴承的使用寿命。
1）计算径向负荷F A F r1S 2 F RS 1F r2由力矩平衡 F r2×200- F R ×300+ F A ×40=0F r2= (F R ×300- F A ×40)/200=(2500×3000-1600×40)/200=3430N F r1= F r2- F R =3430-2500=930N （2）计算轴向负荷 内部轴向力S 1=0.7 F r1=0.7×930=651N ；S 2=0.7 F r2=0.7×3430=2401N由S 1+ F A < S 2 ，可知轴承1为“压紧”轴承，故有F a1= S 2- F A =2401-1600=801N F a2= S 2=2401N （3）计算当量动负荷轴承1：F a1/ F r1=801/930=0.86>e ；取X ＝0.41，Y ＝0.87 P 1=f p (X F r1+Y F a1)=1.2×(0.41×930+0.87×801)=1294N 轴承2：F a2/ F r2=0.7=e ；取X=1,Y=0 P 2=f p ×F r2=1.2×3430=4116N∵ P 2> P 1 ∴ 取P=P 2=4116N 计算轴承寿命。
（4）计算轴承寿命L h =(106/60n)( C t /P)ε= 〔106 /(60×960)〕×(48.1×103/4116)ε=27706heF a /F r ≤eF a /F r ＞eXY X Y 0.710.410.85此轴承组合设计有以下四个方面的错误：（1） 转动件与静止件接触：轴与轴盖；套筒与轴承外圈 （2） 轴上零件未定位、未固定：筒顶不住齿轮（过定位）；卡圈不需要 （3） 工艺不合理：加工：精加工面过长且加工不方便；联轴器孔未打通；箱体加工面与非加工面没有分开 安装：轴肩过高，无法拆卸轴承；键过长，套筒无法装入 调整：无垫片，无法调整轴承游隙润滑与密封：齿轮用油润滑，轴承用脂润滑而挡油盘；缺缺密封件、、如图所示的轮系中，已知z 1 =z 2 =z 4 =z 5 =20，z 3 =z 6 =60，齿轮1的转速n 1=1440(r/min),求齿轮6的转速（大小及方向）（方向用箭头表示）。
其转动比为 12i =61n n =(-1)2920206060416354265321===X X z z z z z z z z z z z z)min (160914401216r i n n ===轮6转向轮1同。
已知一正常齿制的标准直齿圆柱齿轮，齿数z 1=20，模数m = 2mm ，拟将该齿轮作某外啮合传动的主动齿轮，现须配一从动齿轮，要求传动比i =3.5，试计算从动齿轮的几何尺寸及两轮的中心距。
（20分）解：根据给定的传动比i ，可计算从动轮的齿数z 2 = i z 1 =3.5× 20 = 70已知齿轮的齿数z 2及模数m ，由表5-2所列公式可以计算从动轮各部分尺寸。
分度圆直径 d 2 = m z 2 = 2×70 = 140 mm齿顶圆直径 d a2 = (z 2 + 2h a *) m = (70+2×1)2=144 mm齿根圆直径 d f = (z 2 - 2h a *- 2c *) m = (70-2×1-2×0.25)2=135mm 全齿高 h =(2h a *+c *)m = ( 2×1 + 0.25) 2= 4.5 mm 中心距 90)7020(22)(22a 2121=+=+=+=z z m d d mm1． 请说明平面机构速度瞬心的概念，并简述三心定理。
答：瞬心是指互相作平面相对运动的两构件在任一瞬时，其相对速度为0的重合点，或者是绝对速度相等的重合点。
（3分）三心定理：作平面运动的三个构件共有三个瞬心（1.5分），它们位于同一直线上（1.5分）。
2． 简述闭式齿轮传动的设计准则答：1）对于软齿面闭式齿轮传动，通常先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度(2）对于硬齿面闭式齿轮传动，通常先按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后校核齿面接触疲劳强度。
3． 平键连接的工作原理是什么？主要失效形式有哪些?平键的截面尺寸bxh 是如何确定的? 答：平键的工作面为两侧面，工作时靠键与键槽侧面的挤压来传递转矩。
主要失效形式是工作面的压溃和键的剪断。
)截面尺寸根据轴径d 由标准查出。
4． 简述形成流体动压油膜的必要条件。
答：形成动压油膜的必要条件是：1）相对运动表面之间必须形成收敛形间隙；2）要有一定的相对运动速度，并使润滑油从大口流入，从小口流出；3）间隙间要充满具有一定粘度的润滑油。
1．（8分） 如图示螺栓联接的受力－变形图。
若保证残余预紧力"F 的大小等于其预紧力F ’的一半。
求该联接所能承受的最大工作载荷和螺栓所受的总拉力，并在图中标出各力。
解：在受力－变形图中标出残余预紧力、预紧力及工作载荷，由图中几何关系可知螺栓连接最大工作载荷为:F=F ’ 螺栓所受的总拉力为："3'5.1'""0F F F F F F F ==+=+=2． 计算图中所示机构的自由度数，若该机构存在局部自由度、复合铰链、虚约束等请在图中指明。
答： 活动构件数：n=7高副数：PL=9 低副数：PH=1 F=3n-2PL-PH=2 F 处存在局部自由度（1分），E 处或E ’处存在虚约束，C 处存在复合铰链。
4. 如图所示轮系中，若已知各轮齿数1z =2z =4z =5z =20，3z =40，6z =60，求H i 1 的大小, 并说明轮1与转臂H 的转向相同还是相反。
解：此轮系为混合轮系，其中定轴轮系传动比：22040122112====z z n n i 周转轮系的转化轮系传动比：42080)1(355225-=-=-=--=z z n n n n i H H H由于05=n ，故：42-=--H H n n n 得：52=H n n 故：10522212121-=⨯-=⋅==HH H n nn n i i i轮1与转臂H 转向相反FFFF３４ １５Ｈ２试分析图示齿轮轴轴系结构上的结构错误，在图中编号并指出错误原因。
轴承采用脂润滑。
位置1、两轴承类型一致，角接触轴承应成对使用；位置2、旋转件和静止件接触；位置3、齿轮安装轴段的长度应小于齿轮宽度；位置4、无键槽；位置5、联轴器轴段无轴向定位，应设计成阶梯轴；位置6、与轴承内圈配合轴段太长，应设计成阶梯轴；位置7、机箱体应加凸台以减小加工面积；位置8、应加调整垫片；位置9、键槽孔太长；位置10、缺甩油环；位置11、轴肩太高，轴承内圈无法拆卸；位置12、无密封。
15.螺纹联接的防松方法，按工作原理来分可分为哪几种？要求每一种举一例。
15.答：摩擦防松，如用对顶螺母，弹簧垫圈，自琐螺母等。
机械防松，如开口销与六角开槽螺母，止动垫圈，串联钢丝等。
其它防松，如铆冲，胶粘等16.什么是滚动轴承的基本额定寿命和基本额定动载荷？16.答：按一组轴承中10％的轴承发生点蚀失效，而90％的轴承不发生点蚀失效前轴承内外圈的相对转数（以106为单位）或工作小时数作为轴承的寿命，并把这个寿命叫做基本额定寿命。
滚动轴承基本额定动载荷，就是使轴承的基本额定寿命恰好为106转时，轴承所能承受的载荷。
17.试解释带传动中弹性滑动和打滑现象。
弹性滑动和打滑会引起什么后果？二者都可以避免吗？17.答：带传动的弹性滑动与打滑的主要区别是弹性滑动是局部滑动，会引起传动比不准,是不可避免的；打滑是全面滑动，将是带的磨损加剧，从动轮的转速急剧降低，甚至使传动失效，这种情况应当避免18.答: 铰链四杆机构的基本型式有三种:曲柄摇杆机构;双曲柄机构; 双摇杆机构 19.仅承受扭矩的轴叫转轴。
转轴→传动轴20.下图为某深沟球轴承的载荷P 与寿命L 的关系曲线，试求： 1）此轴承的基本额定动载荷C ；C ＝45000NL n C P C Ch ==⨯=166701667010000116670 h 3()(.)ε 2）若轴承当量动载荷P21.有一滑动轴承，其轴颈直径d =100mm ，B /d =1.4，[p ]＝8MPa ，[V ]=3 m/s ，[pV ]=15MPa .m/s ，转速n =500r/min ，问此轴承允许最大工作载荷为多少？B d ==⨯=1414100140 mm ..；[]F dB p ==⨯⨯=1001408112000 NV dn =⨯=⨯⨯⨯=ππ/().601000100500601000262m /s ；[]pV p ==⨯15262.所以p ==152625725 MPa ..由此得F =⨯⨯=572510014080150.N 所以，允许最大工作载荷为80150N 。
22.如图所示用两个M10（小径d 18=.376mm ，中径d 29026=.mm ，）的螺钉固定一牵引钩。
若螺钉材料为Q235钢，屈服极限σS MPa =240，装配时控制预紧力（安全系数取[]S S =16.),考虑摩擦传力的可靠性系数（防滑系数）K f =12.,接合面摩擦因数μ=0.2，求其允许的牵引力F R （取计算直径d c =d 1）。