1、,機(jī)設(shè)講課習(xí)題,一、已知：-1=180MP，S=300MP，=0.2，K=2，試求：,1、零件的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖；,2、當(dāng)r=0.6，S=2時(shí)，該零件能承受的最大應(yīng)力max；,3、若a=70MP，m=50MP，計(jì)算該零件的安全系數(shù)。,解：,1、,A（0，-1/K）,(0，90),D（0/2，0/(2K)）,（150，75）,C（S，0）,（300，0）,2,屬靜強(qiáng)度,3、,圖解法：,M（50，70）,解析法：,例題2,二、如圖為某機(jī)器上一根單向轉(zhuǎn)動(dòng)軸，n=20r/min，每天工作8小時(shí)，要求工作2.5年（每年以300天計(jì)）。軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，,m=9，N0=107，S=1.6，E-E截面

2、上受彎曲應(yīng)力b=30，軸向拉應(yīng)力c=10，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=15。過(guò)盈配合k=2.62，k=1.89，圓角k=1.93，k=1.58，尺寸系數(shù)=0.81，=0.7，表面質(zhì)量系數(shù)=0.9，強(qiáng)化系數(shù)q=1，試校核軸的強(qiáng)度。,是靜應(yīng)力還是變應(yīng)力？,是對(duì)稱(chēng)循環(huán)還是非對(duì)稱(chēng)循環(huán)？,是單向還是復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)？,N=?是有限壽命還是無(wú)限壽命？,例題2-2,軸是轉(zhuǎn)動(dòng)的，M一定，b為對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力；,軸向拉應(yīng)力不變，c為靜應(yīng)力；,=c,=b,正應(yīng)力為非對(duì)稱(chēng)循環(huán)變應(yīng)力。,考慮軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，工作不連續(xù)等因素，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)處理。,E-E截面為復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)。,應(yīng)力循環(huán)次數(shù),當(dāng)N0ND時(shí)按有限壽命計(jì)算。,解,例題2-3,計(jì)算綜

3、合影響系數(shù)K、K,E-E截面有兩個(gè)應(yīng)力集中源，取數(shù)值最大者計(jì)算。,計(jì)算材料常數(shù)、,計(jì)算安全系數(shù)S、S,計(jì)算復(fù)合應(yīng)力下的安全系數(shù)Sca,安全,三、(8分)某軸受彎曲穩(wěn)定變應(yīng)力作用,max=250MPa,min=-50MPa。已知軸的材料為合金鋼，該材料的-1=450MPa、0=700MPa、s=800MPa，綜合影響系數(shù)K=2.0，壽命系數(shù)KN=1.2,試:1)繪制該零件的簡(jiǎn)化疲勞極限應(yīng)力圖；2)分別用圖解法和解析法計(jì)算此軸的安全系數(shù).比例尺:10MPa/mm,解：,作出零件的極限應(yīng)力圖ADGC、零件工作應(yīng)力點(diǎn)M，得到極限應(yīng)力點(diǎn)M,解析法得：,圖解法得：,例題1-1,例1：已知：圖示支承尺寸及載

4、荷，支座與墻面的摩擦系數(shù)f=0.5,P=2MP，螺栓采用強(qiáng)度級(jí)別為4.6級(jí)的Q235鋼，Ks=1.2，試設(shè)計(jì)此螺栓連接。,解：,螺栓受力分析,將Q力向接合面形心O簡(jiǎn)化,軸向力Qx=Qcos45=6010N,橫向力Qy=Qsin45=6010N,傾覆力矩M=LQy=300520Nmm,單個(gè)螺栓的軸向工作載荷分析(最上部螺栓的工作載荷最大為Fmax),在Qx作用下每個(gè)螺栓的軸向載荷為：,在M作用下最上部螺栓的軸向載荷為：,該螺栓組連接受橫向力QY、軸向力Qx和傾覆力矩M三種載荷的共同作用。,例題1-2,例1：已知：圖示支承尺寸及載荷，支座與墻面的摩擦系數(shù)f=0.5,P=2MP，螺栓采用強(qiáng)度級(jí)別為4

5、.6級(jí)的Q235鋼，Ks=1.2，試設(shè)計(jì)此螺栓連接。,解：,失效形式分析,在Qx、M的作用下，接合面上部離縫，因此要求：Pmin0(不松),在F0、Qx、M的作用下，接合面下部壓潰，因此要求：PmaxP（不碎）,在橫向載荷Qy作用下，托架下滑，因此要求：,在F2的作用下，螺栓被拉斷或塑性變形，因此要求：,（不斷）,（不滑）,F1為僅考慮QX時(shí)的殘余預(yù)緊力,M使底板接合面間的壓力在翻轉(zhuǎn)軸線(xiàn)上下以同樣大小減小和增加，所以M對(duì)接合面間的總壓力大小無(wú)影響，對(duì)接合面間的摩擦力大小無(wú)影響。,例題1-3,例1：已知：圖示支承尺寸及載荷，支座與墻面的摩擦系數(shù)f=0.5,P=2MP，螺栓采用強(qiáng)度級(jí)別為4.6級(jí)的

6、Q235鋼，Ks=1.2，試設(shè)計(jì)此螺栓連接。,解：,確定單個(gè)螺栓的預(yù)緊力F0,按不離縫確定F0，要求：Pmin0,注意：,為僅考慮Qx的殘余預(yù)緊力,例題1-4,例1：已知：圖示支承尺寸及載荷，支座與墻面的摩擦系數(shù)f=0.5,P=2MP，螺栓采用強(qiáng)度級(jí)別為4.6級(jí)的Q235鋼，Ks=1.2，試設(shè)計(jì)此螺栓連接。,解：,可?。?綜合，,按不下滑確定F0，要求：,按不壓潰確定F0，要求PmaxP,例1：已知：圖示支承尺寸及載荷，支座與墻面的摩擦系數(shù)f=0.5,P=2MP，螺栓采用強(qiáng)度級(jí)別為4.6級(jí)的Q235鋼，Ks=1.2，試設(shè)計(jì)此螺栓連接。,查手冊(cè)，取M10（d=10mm，d1=8.376mm)，F(xiàn)

7、0=4808N。,控制預(yù)緊力，由表5-10，S=1.5，則：,螺栓為4.6級(jí)Q235鋼，B=400MP，S=240MP。,確定螺栓直徑,確定螺栓的最大工作載荷Fmax和總作用力F2,解：,討論：1,本題螺栓組連接需要滿(mǎn)足四個(gè)條件：,不斷：,不滑：,不松：,不碎：,討論：2,例題2-1,已知：=12mm，1=30mm，螺栓為Q235鋼4.6級(jí)，=96MP，鑄鐵架P1=100MP，鋼板P2=320MP，f=0.15，F(xiàn)=12KN，L=400mm，a=100mm，Ks=1.2；試問(wèn)：,1）圖示A、B方案，哪個(gè)合理？2）取合理方案，用受拉螺栓和受剪螺栓連接，哪一種螺栓連接合理？,解：,將力F向形心O簡(jiǎn)

8、化,F=12KN,T=FL=4800Nm,F在每個(gè)螺栓中心處引起的橫向力為FF,T在每個(gè)螺栓中心處引起的橫向力為FT,A),T,B),A)方案較合理。,螺栓組受橫向力F和旋轉(zhuǎn)力矩T的共同作用,A方案受力最大的螺栓是1和2,B方案受力最大的螺栓是1,例題2-2,取A)方案計(jì)算,采用受拉螺栓,螺栓強(qiáng)度級(jí)別為4.6，S=240MP,不控制預(yù)緊力，先試算：假設(shè)d=30mm，由表5-10，S=2.5,與假設(shè)相差較大，再設(shè)d=42mm，S=2.3,選用M42的螺栓（d1=37.129mm)。,例題2-3,采用受剪螺栓,按剪切強(qiáng)度計(jì)算直徑，校核擠壓強(qiáng)度,取M12的螺栓,dS=13mm,l0=22，l=351

9、80mm(5進(jìn)位）,取l=60mm,Lmin=60-22-30=8mm,l=65mm，可否？,若被連接件均為鑄鐵，則上板被壓潰，怎么辦？,取M12的螺栓，dS=13mm，l0=22mm，l=35180mm(5進(jìn)位）,取l=60mm,h=60-22-30=8mm,l=65mm，可否？,若被連接件均為鑄鐵，則上板被壓潰，怎么辦？,23,=100,12,69,圖示一鋼制底板用兩個(gè)普通螺栓固定在鋼制地基上。已知F=4KN,底板與地基之間的摩擦系數(shù)f=0.3,螺栓的相對(duì)剛度Cb/(Cb+Cm)=0.2，防滑系數(shù)Ks=1.2，其他尺寸如圖示，螺栓的許用應(yīng)力，試計(jì)算所需用螺栓的小徑d1。,120,170,1

10、70,A,A向,2,1,F,地基,解：1、將F向形心及結(jié)合面簡(jiǎn)化,2、在FX的作用下不滑移,3、螺栓所受的總拉力F2,4、計(jì)算螺栓的小徑,圖示機(jī)架A上用兩個(gè)普通螺栓固定一杠桿B。在桿的兩端各作用一垂直力FP，兩者方向相反，在桿的中心作用一垂直力FQ=2KN,已知杠桿與機(jī)架結(jié)合面之間的摩擦系數(shù)f=0.2,防滑系數(shù)Ks=1.2,螺栓的相對(duì)剛度Cb/(Cb+Cm)=0.4,每個(gè)螺栓的預(yù)緊力F0=9KN（結(jié)合面的抗壓強(qiáng)度足夠），螺栓的許用應(yīng)力試求力FP和螺栓的小徑d1。,解：,二、簡(jiǎn)答題1、帶傳動(dòng)一般應(yīng)放在高速級(jí)還是低速級(jí)？為什么？,2、帶傳動(dòng)的失效形式有哪些？設(shè)計(jì)準(zhǔn)則是什么？,3、試說(shuō)明在帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)

11、中，為何要限制下列參數(shù)？1）帶輪基準(zhǔn)直徑dd1ddmin2）帶速5m/sv25m/s3）小輪包角11204）張緊力F0的大小要合適5）帶的根數(shù)Z8106）傳動(dòng)比i78,8-39、某減速帶傳動(dòng)由變速電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，大帶輪的輸出轉(zhuǎn)速的變化范圍為5001000r/min。若大帶輪上的負(fù)載為恒功率負(fù)載，應(yīng)該按哪一種轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)？若大帶輪上的負(fù)載為恒轉(zhuǎn)矩負(fù)載，應(yīng)該按哪一種轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)？為什么？,1.P一定，v，F(xiàn)e,按轉(zhuǎn)速500r/min來(lái)設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)。,2.T一定，F(xiàn)e一定，v，P,按轉(zhuǎn)速1000r/min來(lái)設(shè)計(jì)帶傳動(dòng)，可以傳遞較大的功率。,按較大的Fe設(shè)計(jì)時(shí)保證不打滑且滿(mǎn)足疲勞壽命，高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)也不會(huì)打

12、滑且滿(mǎn)足疲勞壽命。,8-40一帶式輸送機(jī)裝置如圖。已知小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=140mm，大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=400mm，鼓輪直徑D=250mm，為了提高生產(chǎn)率，擬在輸送機(jī)載荷不變（即拉力F不變）的條件下，將輸送帶的速度v提高，設(shè)電動(dòng)機(jī)的功率和減速器的強(qiáng)度足夠，且更換大小帶輪后引起中心距的變化對(duì)傳遞功率的影響可忽略不計(jì)，為了實(shí)現(xiàn)這一增速要求，試分析采用下列哪種方案更為合理，為什么？,1、將dd2減小到280mm；2、將dd1增大到200mm；3、將鼓輪直徑D增大到355mm。,輸送帶,解,1、輸出功率P出=Fv,v，F(xiàn)不變，則P出,輸入功率P入=Fevv,而,不變,Fe,可能引起打滑或疲勞壽命

13、降低。,減小dd2不可行。,1、將dd2減小到280mm；2、將dd1增大到200mm；3、將鼓輪直徑D增大到355mm。,解,輸入功率P入=Fevv,增大dd1可行。,2、dd1，,且dd1，1，K,dd1，b1P0,雖dd1，i=dd2/dd1，P0,但,基本不變,解,3、將鼓輪直徑D增大到355mm。,v，F(xiàn)不變，則P出,輸入功率P入=Fevv,而,不變,Fe,可能引起打滑或疲勞壽命降低。,增大鼓輪直徑D不可行。,解：原V帶傳動(dòng)比：,方案1、2的V帶傳動(dòng)比：,原運(yùn)輸帶速度：,現(xiàn)運(yùn)輸帶速度：,原運(yùn)輸帶鼓輪轉(zhuǎn)速：,現(xiàn)運(yùn)輸帶鼓輪轉(zhuǎn)速：,，,1、將dd2減小到280mm；2、將dd1增大到200

14、mm；3、將鼓輪直徑D增大到355mm。,方案1、2運(yùn)輸帶速度提高：,同理方案3運(yùn)輸帶速度提高：,三種方案都能使運(yùn)輸帶速度提高42%左右，但只有方案2是合理方案，方案1、3都不能采用。原因是：F=C，V（42%），輸出功率P2（42%）輸入功率:P1=FeVV也必須增加42%左右.FeV帶傳動(dòng)的有效拉力，VVV帶傳動(dòng)的線(xiàn)速度。方案2是增大小輪直徑dd1=200，,原,輸入功率P1=FeVV，V帶傳動(dòng)的有效拉力Fe基本不變，不會(huì)出現(xiàn)打滑和疲勞破壞現(xiàn)象。,V帶傳動(dòng)的線(xiàn)速度增加,方案1不能采用的原因是V帶傳動(dòng)的帶速?zèng)]有提高：,輸入功率P1=FeV，V帶傳動(dòng)的有效拉力Fe提高42%左右，V帶傳動(dòng)可能出

15、現(xiàn)打滑和疲勞破壞。,不變，,方案3不能采用的原因同上。此題的答案告訴我們：用提高帶速的辦法提高V帶傳動(dòng)的功率是可行的，帶傳動(dòng)更適宜在高速下工作。,9-28有一鏈傳動(dòng)，小鏈輪主動(dòng)，轉(zhuǎn)速n1=900，齒數(shù)z1=25，z2=75。現(xiàn)因工作需要，擬將大鏈輪的轉(zhuǎn)速降低到n2250r/min，鏈條長(zhǎng)度不變，問(wèn)：1.若從動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將主動(dòng)輪齒數(shù)減小到多少？此時(shí)鏈條所能傳遞的功率有何變化？,2.若主動(dòng)輪齒數(shù)不變，應(yīng)將從動(dòng)輪齒數(shù)增加到多少？此時(shí)鏈條所能傳遞的功率有何變化？,答：從動(dòng)輪齒數(shù)不變，主動(dòng)小鏈輪齒數(shù)z1=z2/i12=z2n2/n1=75250/900=20.8取z1=21,主動(dòng)小鏈輪齒數(shù)由25降到

16、21，所用鏈條不變，z1d1、轉(zhuǎn)速n1=900不變，鏈速v、有效拉力Fe，疲勞壽命不變時(shí)，鏈條所能傳遞的功率下降。,答：主動(dòng)小鏈輪齒數(shù)不變，從動(dòng)輪齒數(shù)z2=z1i12=z1n1/n2=25900/250=90取z2=90從動(dòng)大鏈輪齒數(shù)由75升到90，而其它參數(shù)不變，鏈速v不變，有效拉力Fe不變，鏈條所能傳遞的功率不變。,齒輪強(qiáng)度比較方法,1、接觸強(qiáng)度相等的條件：,等接觸強(qiáng)度條件為：,2、彎曲強(qiáng)度相等的條件：,等彎曲強(qiáng)度條件為：,一、甲乙兩人分別設(shè)計(jì)閉式軟齒面直齒圓柱齒輪減速器，其工作條件、材料、硬度、齒寬等均相同，甲的參數(shù)為：m=3mm，z1=20，z2=80，乙的參數(shù)為：m=2.5mm，z1

17、=24，z2=96，現(xiàn)經(jīng)校核，乙方案完全符合強(qiáng)度要求，試問(wèn)：,1、甲方案是否可用？為什么？2、相對(duì)來(lái)說(shuō)，哪個(gè)方案更合理？為什么？,解,1、,接觸強(qiáng)度相同。,而mm，甲的彎曲強(qiáng)度大于乙。,甲方案可用。,2、乙方案更合理。,d不變，m,二、有兩對(duì)閉式軟齒面直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，z1=20，z2=40，m=2，z1=20，z2=60，m=3，齒輪制造精度、載荷、材料、熱處理均相同，忽略載荷系數(shù)K及的影響，試問(wèn)：,1、若第一對(duì)齒輪的齒寬b=36mm，則第二對(duì)齒輪的齒寬b=？時(shí)這兩對(duì)齒輪的齒面接觸疲勞強(qiáng)度才相等；2、判斷哪個(gè)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱？,解,1、由于四個(gè)齒輪材料、精度等均相同，則許用接觸應(yīng)力H均

18、相同。,要使齒面接觸強(qiáng)度相等，應(yīng)使其計(jì)算應(yīng)力相等，即：,解,2、由于四個(gè)齒輪材料、精度、載荷等均相同，則許用彎曲應(yīng)力F均相同。,要判斷哪個(gè)齒輪彎曲強(qiáng)度最弱，要看計(jì)算應(yīng)力，且一對(duì)齒輪中小齒輪的彎曲應(yīng)力較大，因此，需比較F1和F1。,而z1=z1,齒輪z1的彎曲疲勞強(qiáng)度最弱。,三、有一對(duì)閉式鋼制齒輪傳動(dòng)，已知T1=120103Nmm,彈性系數(shù)ZE=189.8MPa1/2，載荷系數(shù)K=1.2;其他參數(shù)如下表：,1.試分析該對(duì)齒輪傳動(dòng)，哪個(gè)齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度較低？哪個(gè)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度較低？為什么？2.預(yù)測(cè)當(dāng)出現(xiàn)失效時(shí)，將是齒面疲勞點(diǎn)蝕還是齒根疲勞折斷？為什么？,提示：,解：1.,，大輪2的接觸強(qiáng)度低

19、；,大輪2的彎曲強(qiáng)度低。,，接觸強(qiáng)度滿(mǎn)足；,，彎曲強(qiáng)度滿(mǎn)足；,當(dāng)發(fā)生失效時(shí)首先將是接觸疲勞點(diǎn)蝕。,2.,四、一對(duì)標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，已知齒數(shù)z120，z240；模數(shù)m=2mm；齒寬b1=45mm,b2=40mm；齒根應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.55，YSa2=1.67；齒形系數(shù)YFa1=2.80，YFa2=2.40；區(qū)域系數(shù)ZH=2.5，彈性系數(shù)ZE=189.8(MPa)1/2，功率P=5.5KW，轉(zhuǎn)速n1=1450r/min。求：F1/F2和H1/H2。注：,解：,五、設(shè)計(jì)一直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，原用材料的許用接觸應(yīng)力為H1=700MPa，H2=600MPa，求得中心距a=100mm；現(xiàn)改用H1

20、=600MPa，H2=400MPa的材料，若齒寬和其他條件不變，為保證接觸疲勞強(qiáng)度不變，試計(jì)算改用材料后的中心距。,解：,因前后接觸疲勞強(qiáng)度不變，所以有：,而,代入，有：,而,方向：左、右旋,轉(zhuǎn)動(dòng)方向,舉例：,一對(duì)斜齒輪：1=-2旋向相反,旋向判定：沿軸線(xiàn)方向站立，可見(jiàn)側(cè)輪齒左邊高即為左旋，右邊高即為右旋。,試合理確定圖示兩級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器各斜齒輪的螺旋線(xiàn)方向，并畫(huà)出各對(duì)齒輪的受力，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)向如圖。,1,2,3,4,5,6,你認(rèn)為在傳動(dòng)方案的設(shè)計(jì)中，是否有不合理的地方？應(yīng)如何修改？,徑向力：略,例、標(biāo)出各圖中未注明的蝸桿或蝸輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向，繪出蝸桿和蝸輪在嚙合點(diǎn)處的各分力的方向（均為蝸桿主動(dòng)

21、）。,n1,1,2,n1,1,2,n2,2,1,n1,1,2,2,Fa1,Ft1,Fa2,Ft1,Fa1,Ft1,傳動(dòng)系統(tǒng)如圖，已知輪4為輸出輪，轉(zhuǎn)向如圖，試：1、合理確定蝸桿、蝸輪的旋向；2、標(biāo)出各輪受力方向。,圖示為一起重裝置，欲使重物上升，試在圖上畫(huà)出：1、電機(jī)轉(zhuǎn)向n1；2、斜齒輪2的旋向；3、嚙合點(diǎn)受力方向。,例題,1)Fae=FA2-FA1=8000-3000=5000N,Fd1+Fae=9000Fd2=6500N2被“壓緊”，1被“放松”,Fa2=Fae+Fd1=9000N,Fa1=Fd1=4000N,2)Fae=FA2-FA1=5000-3000=2000N1被“壓緊”，2被“放

22、松”,Fa1=Fd2-Fae=6500-2000=4500N,Fa2=Fd2=6500N,1,2,試分析圖示軸系兩圓錐滾子軸承所受的軸向力，已知：Fd1=4000N，F(xiàn)d2=6500N，F(xiàn)A1=3000N，F(xiàn)A2=8000、5000、5500N、3000N。,解:,注意：當(dāng)軸上零件軸向力的合力Fae=0時(shí)，兩軸承的軸向力相等且等于兩派生軸向力中的大值。,4)Fae=FA2-FA1=3000-3000=0，,Fa1=Fd1+Fd1=Fa2=Fd2=max(Fd1、Fd2)=Fd2=6500N,注意：當(dāng)軸上Fd1、Fd2與Fae相平衡時(shí)，兩軸承的軸向力等于各自的派生軸向力。,3)Fae=FA2-F

23、A1=5500-3000=2500N，,Fd1+Fae=6500N=Fd2=6500N，F(xiàn)d1、Fd2與Fae相平衡,Fa1=Fd1=4000N,Fa2=Fd2=6500N,1,2,分析圖示軸系兩圓錐滾子軸承所受的軸向力，已知：Fd1=4000N，F(xiàn)d2=6500N，F(xiàn)A1=3000N，F(xiàn)A2=8000、5000、5500N、3000N。,例題,1)Fae=FA2-FA1=8000-3000=5000N,Fd1+Fae=9000Fd2=6500N2被“壓緊”,Fa2=Fae+Fd1=9000N,Fa1=Fd1=4000N,2)Fae=FA2-FA1=5000-3000=2000N,Fd1+Fa

24、e=6000Ne時(shí),X=0.41,Y=0.87;Fa/Fre時(shí)，X=1，Y=0，內(nèi)部軸向力Fd=0.7Fr，基本額定動(dòng)載荷Cr=19.2kN)。,解：,按P1計(jì)算軸承壽命,軸有右移的趨勢(shì)，軸承1被壓緊，軸承2被放松,2.圖示蝸桿軸上安裝一對(duì)30208型圓錐滾子軸承，根據(jù)蝸桿軸上的受力，求得兩支承的徑向反力為左軸承1Fr1=2600N，右軸承2Fr2=2000N，蝸桿轉(zhuǎn)速n1=960r/min，蝸桿上的軸向力FA1000N。載荷系數(shù)fP=1.1，溫度系數(shù)ft=1.0,要求：(1)計(jì)算軸承的壽命Lh；(2)說(shuō)明該軸承壽命達(dá)到Lh時(shí)是否損壞？(注：30208型軸承的基本額定動(dòng)載荷Cr34000N，e=0.38，Y=1.6，F(xiàn)a/Fre時(shí)，X=0.4，Y=1.6；Fa/Fre時(shí)，X=1，Y=0，內(nèi)部軸向力）,解：（1）,軸承1“壓緊”，軸承2“放松”,按P1計(jì)算軸承壽命,(2)該軸承壽命達(dá)到Lh=21691h時(shí)損壞的概率是10%（或可靠度是90%）。,3軸系由一對(duì)深溝球軸承6208支承，軸上受徑向力FR5000N，現(xiàn)若改用一對(duì)角接觸球軸承7208C支承，如圖所示，壽命有什么變化？用角接觸球軸承與深溝球軸承的壽命比表達(dá)，載荷系數(shù)fp=1.2。6208軸承Cr=25600N，7208C軸承