機械設計課后作業(yè)及部分解答

43/43螺紋聯(lián)接作業(yè)1.受軸向載荷的緊螺栓聯(lián)接，被聯(lián)接鋼板間采用橡膠墊片。已知預緊力為1500N，當軸向工作載荷為1000N時，求螺栓所受的總拉力及被聯(lián)接件之間的殘余預緊力。2.圖示汽缸螺栓聯(lián)接，汽缸內(nèi)壓力p在0-1.5MPa間變化，缸蓋和缸體均為鋼制，為保證氣密性要求，試選擇螺栓材料，并確定螺栓數(shù)目和尺寸。3.圖示兩根梁用8個4.6級普通螺栓與兩塊鋼蓋板相聯(lián)接，梁受到的拉力F=28kN，摩擦系數(shù)f=0.2，控制預緊力，試確定所需螺栓的直徑。4.圖示YLD10凸緣聯(lián)軸器，允許傳遞的最大轉(zhuǎn)矩為630N·m，兩半聯(lián)軸器采用4個M12×60的鉸制孔螺栓，性能等級為8.8級，聯(lián)軸器材料為HT200，試校核聯(lián)接強度。5.鉸制孔用螺栓組聯(lián)接的三種方案如圖所示，已知L=300mm，a=60mm，試求三個方案中，受力最大的螺栓所受的力各為多少？哪個方案較好？6.圖示底板螺栓組聯(lián)接受外力Fe作用，外力Fe作用在包含x軸并垂直于底板結(jié)合面的平面內(nèi)。試分析螺栓組受力情況，并判斷哪個螺栓受載最大？保證聯(lián)接安全的必要條件有哪些？7.指出下列圖中的錯誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確的結(jié)構(gòu)圖。8.圖示剛性聯(lián)軸器取4個M16小六角頭鉸制孔用螺栓，螺栓材料為45鋼，受剪面處螺栓直徑為φ17mm，其許用最大扭矩T=1.5kN·m（設為靜載荷），試校核其強度。聯(lián)軸器材料HT250。提示9.上題的剛性聯(lián)軸器中，若采用M16受拉螺栓，靠兩半聯(lián)軸器的接合面間產(chǎn)生的摩擦力來傳遞扭矩，螺栓材料為45鋼，接合面間的摩擦系數(shù)f=0.16，安裝時不控制欲緊力，試決定螺栓數(shù)（螺栓數(shù)應為雙數(shù)）。10.如圖，缸徑D=500mm，蒸汽壓力p=1.2MPa，螺栓分布圓直徑D0=640mm。為保證氣密性要求，螺栓間距不得大于150mm。試設計此汽缸蓋螺栓組聯(lián)接。螺紋聯(lián)接作業(yè)解答1~8（略）9解：（1）、求預緊力 查手冊GB196-81得(M16)p=2 H=0.866 p=1.732則：查表6.3取 選6.8級： 許用拉應力： （2）取保取z=12(雙數(shù))

10解:1、確定螺栓數(shù)目z 取間距t＝125?。?6２、選螺栓性能等級6.8級45鋼 ３、計算螺栓載荷 (1)、氣鋼蓋載荷： （2）、螺栓工作載荷： （3）、殘余預緊力： （4）、螺栓最大拉力： （5）、許用拉力：取安全系數(shù)：（不控制預緊力） 4、計算螺栓尺寸選M24查 (滿足要求)若選M22則：H=0.866 p=2.165(不滿足)軸轂聯(lián)接作業(yè)1.圖示減速器的低速軸與凸緣聯(lián)軸器及圓柱齒輪之間分別采用鍵聯(lián)接。已知軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為1000N·m，齒輪的材料為鍛鋼，凸緣聯(lián)軸器材料為HT200，工作時有輕微沖擊，聯(lián)接處軸及輪轂尺寸如圖示。試選擇鍵的類型和尺寸，并校核聯(lián)接的強度。2.軸與輪轂分別采用B型普通平鍵聯(lián)接和中系列矩形花鍵聯(lián)接。已知軸的直徑（花鍵的大徑）d=102mm，輪轂寬L=150mm，軸與輪轂的材料均為碳鋼，取許用擠壓應力為100MPa，試計算兩種聯(lián)接各允許傳遞的轉(zhuǎn)矩。3.試指出下列圖中的錯誤結(jié)構(gòu)，并畫出正確的結(jié)構(gòu)圖。帶傳動作業(yè)1.圖示帶式輸送機裝置。小帶輪直徑140mm，大帶輪直徑為400mm，鼓輪直徑250mm，為提高生產(chǎn)率，在載荷不變條件下，提高帶速度，設電機功率和減速器的強度足夠，忽略中心距變化，下列哪種方案更為合理？

1、大輪直徑減小到280mm；

2、小輪直徑增大到200mm；

3、鼓輪直徑增大到350mm。提示2.某車床電動機和主軸箱之間為窄V帶傳動，電動機轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，主軸箱負載為4.0kW,帶輪基準直徑分別為90mm、250mm,傳動中心距a=527mm,預緊力按規(guī)定條件確定,每天工作16小時,試確定該傳動所需窄V帶的型號和根數(shù)。3.現(xiàn)設計一帶式輸送機的傳動部分，該傳動部分由普通V帶傳動和齒輪傳動組成。齒輪傳動采用標準齒輪減速器。原動機為電動機，額定功率為11kW，轉(zhuǎn)速n1=1460r/min，減速器輸入軸轉(zhuǎn)速為400r/min，允許傳動比誤差為±5%，該輸送機每天工作16小時，試設計此普通V帶傳動。4.圖示為帶傳動的張緊方案，試指出不合理之處。提示5.單根C型V帶能傳遞的最大功率為P=4.7kW，主動輪直徑D1=200mm，主動輪轉(zhuǎn)速n1=1800r/min，小帶輪包角α1=135°，膠帶與帶輪間的當量摩擦系數(shù)f′=0.25，0.4，0.5時。求緊邊拉力F1、松邊拉力F2、有效拉力F、初拉力F0。6.帶傳動主動輪轉(zhuǎn)速n1=1450r/min，主動輪直徑D1=140mm，從動輪直徑D2=400mm，傳動中心距a≈1000mm，傳遞功率P=10kW，取工作載荷系數(shù)KA=1.2。選帶型號并求V帶根數(shù)z。7.單根A型V帶，其基準長度Ld=2000mm，傳動功率P=1.0kW，主動輪轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，主動輪直徑D1=100mm，從動輪轉(zhuǎn)速n2=720r/min，輪緣溝槽的角度φ=38°，緊邊拉力是松邊拉力的5倍。試求：

1）傳動中心距；

2）帶和帶輪接觸面的當量摩擦系數(shù)f′；

3）緊邊拉力F1和有效拉力F。8.單根A型V帶傳遞的功率P=2.33kW，主動帶輪直徑D1=125mm，轉(zhuǎn)速n1=3000r/min，小帶輪包角α1=150°，帶與帶輪間的當量摩擦系數(shù)f′=0.25。求帶截面上各應力的大小并計算各應力是緊邊拉應力的百分之幾。V帶彈性模量E可近似取為300MPa。（摩擦損失功率不計。）9.圖示為電動繩索牽引機的傳動系統(tǒng)簡圖。試設計電動機與齒輪傳動之間的V帶傳動。已知：電動機功率P=5.5kW，帶傳動的傳動比i=3，電動機轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，一班制工作，載荷平穩(wěn)。帶傳動作業(yè)解答1~4（略）5解：有效拉力：緊邊拉力：6解：計算功率：查圖11-15：選B型帶帶速：查表11-7：（查值法）傳動比：傳動比系數(shù)：彎曲影響系數(shù)：包角：查表11-6： （查值法）計算基準長度取標準值： 查圖11-16：∴根數(shù)：取z=57解：取ε=1%取標準值：中心距（題給內(nèi)周長度應改為基準長度）帶速∴可忽略離心力 （3） 代入： 8解：帶速：求各力：有效拉力：查表： （A型）求各應力面積：離心應力：彎曲應力： 三、求所占比例：9解：1、計算功率選型號：由表11.5取， 選A型2、定直徑查表11.6選（ε=1%）取標準值：3、實際傳動比，實際從動輪轉(zhuǎn)速4、驗算帶速 （可以）5、確定中心距a和帶長初定： 取初定帶長：由圖11.4取標準值： 基準長度L=1120mm實際中心距：6、驗算包角7、確定帶的根數(shù)z查表11.8 查表11.7查表11.12 查表11.10 取z=8根8、張緊力A型：q=0.1kg/m9、壓軸力鏈傳動作業(yè)1.滾子鏈傳動傳遞的功率P=8.5kW，工況系數(shù)KA=1.2，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，齒數(shù)z1=21，從動鏈輪轉(zhuǎn)速n2=330r/min，中心距a≤600mm，鏈節(jié)距p=12.7mm，試計算需要幾排鏈。2.單排滾子鏈傳動，主動鏈輪轉(zhuǎn)速n1=600r/min，齒數(shù)z1=21，從動鏈輪齒數(shù)z2=105，中心距a=910mm，該鏈的節(jié)距p=25.4mm，工況系數(shù)KA=1.2，試求鏈傳動所允許傳遞的功率P。3.設計一輸送裝置用的鏈傳動。已知傳遞的功率P=16.8kW，主動輪轉(zhuǎn)速n1=960r/min，傳動比i=3.5，原動機為電動機，工作載荷沖擊較大，中心距a≤800mm，水平布置。4.已知一套筒滾子鏈傳動，鏈節(jié)距p=19.05mm，主動鏈輪齒數(shù)z1=15，鏈輪轉(zhuǎn)速n1=500r/min，從動鏈輪齒數(shù)z2=25，中心距a=650mm。試求：

1）鏈速v（即鏈的平均速度）；

2）鏈速的波動值vmax和vmin；

3）鏈速波動的百分比。鏈傳動作業(yè)解答1~3（略）4解:(1)(2)∴(3)齒輪傳動作業(yè)1.在下列各齒輪受力圖中標注各力的符號（齒輪1主動）。提示2.兩級展開式齒輪減速器如圖所示。已知主動輪1為左旋，轉(zhuǎn)向n1如圖所示，為使中間軸上兩齒輪所受軸向力互相抵消一部分，試在圖中標出各齒輪的螺旋線方向，并在各齒輪分離體的嚙合點處標出齒輪的軸向力Fa、徑向力Fr和圓周力Ft的方向。提示3.圖示定軸輪系，已知z1=z3=25，z2=20，齒輪1的轉(zhuǎn)速為450r/min，工作壽命為Lh=2000h。齒輪1為主動且轉(zhuǎn)向不變，試問：

(1)齒輪2在工作過程中輪齒的接觸應力和彎曲應力的循環(huán)特性系數(shù)r各為多少？

(2)齒輪2的接觸應力和彎曲應力的循環(huán)次數(shù)N2各為多少？提示4.設計銑床中的一對直齒圓柱齒輪傳動，已知功率P1=7.5kW,小齒輪主動,轉(zhuǎn)速n1=1450r/min,齒數(shù)z1=26,z2=54,雙向傳動,工作壽命Lh=12000h。小齒輪對軸承非對稱布置,軸的剛性較大,工作中受輕微沖擊,7級制造精度。5.設計一斜齒圓柱齒輪傳動，已知功率P1=40kW，轉(zhuǎn)速n1=2800r/min，傳動比為3.2,工作壽命Lh=1000h,小齒輪作懸臂布置,工作情況系數(shù)為1.25。6.設計由電動機驅(qū)動的閉式圓錐齒輪傳動。已知功率P1=9.2kW,轉(zhuǎn)速n1=970r/min,傳動比為3,小齒輪懸臂布置,單向轉(zhuǎn)動,載荷平穩(wěn),每日工作8小時,工作壽命為5年(每年250個工作日)。7.圖示的兩種直齒圓柱齒輪傳動方案中，已知小齒輪分度圓直徑d1=d3=d1′=d3′=80mm，大齒輪分度圓直徑d2=d4=d2′=d4′=2d1，輸入扭矩T1=T1′=1.65×105N.mm，輸入軸轉(zhuǎn)速n1=n1′，齒輪壽命th=th′，若不計齒輪傳動和滾動軸承效率的影響，試作：

1）計算高速級和低速級齒輪嚙合點的圓周力和徑向力，標出上述各力的方向和各軸的轉(zhuǎn)向；

2）計算兩種齒輪傳動方案的總傳動比i∑和i∑′；

3）分析軸和軸承受力情況，哪種方案軸承受力較??？

4）對兩種方案中高速級齒輪進行強度計算時應注意什么不同點？對其低速級齒輪進行強度計算時又應注意什么不同點？8.有兩對閉式直齒圓柱齒輪傳動，其尺寸如下表所示，其材料及熱處理硬度、載荷、工況及制造精度均相同。試分析比較哪對齒輪的接觸應力大？哪對齒輪的接觸強度高？9.有兩對閉式直齒圓柱齒輪傳動，其尺寸如下表所示，當材料及齒面硬度、制造精度、運轉(zhuǎn)工況（包括載荷）、應用場合、傳動布局皆相同時，按無限壽命分析，哪個齒輪的齒根彎曲強度最差？10.在圖示的展開式二級斜齒圓柱齒輪傳動中，已知：高速級齒輪齒數(shù)z1=44，z2=94，模數(shù)mnⅠ=2.5mm。低速級齒輪齒數(shù)z3=43，z4=95，模數(shù)mnⅡ=3.5mm，分度圓螺旋角βⅡ=9°42′。輸出功率PⅢ=28.4kW,輸出軸轉(zhuǎn)速nⅢ=309r/min。齒輪嚙合效率η1=0.98，η2=0.99。試求：

1）高速級大齒輪的齒（旋）向，以使中間軸上的軸承所受的軸向力較小；

2）高速級斜齒輪螺旋角β1為多少時，中間軸上的軸承所受的軸向力完全抵消？

3）各軸轉(zhuǎn)向及所受扭矩；

4）齒輪各嚙合點作用力的方向和大?。ǜ饔萌齻€分力表示）。11.設計一用于帶式運輸機傳動裝置的閉式單級斜齒圓柱齒輪傳動。已知：P1=10kW，n1=970r/min，i=4.2，由電動機直接驅(qū)動，單向回轉(zhuǎn)，載荷有中等振動，齒輪在軸上對軸承作對稱布置，工作壽命為15年，兩班制工作。12.有一直齒圓錐-斜齒圓柱齒輪減速器如圖所示。已知：P1=17kW，n1=720r/min。圓錐齒輪幾何尺寸與參數(shù)為m=5mm，z1=25，z2=60，b=50mm。斜齒圓柱齒輪幾何尺寸與參數(shù)為mn=6mm，z3=21，z4=84。錐齒輪嚙合效率η1=0.96，斜齒圓柱齒輪嚙合效率η2=0.98，滾動軸承效率η3=0.99。Ⅰ軸轉(zhuǎn)向如圖所示，單向轉(zhuǎn)動。

1）繪圖標出各齒輪的轉(zhuǎn)向；

2）計算各軸的扭矩；

3）當斜齒圓柱齒輪分度圓螺旋角β為何旋向及多少度時，方能使大錐齒輪和小斜齒圓柱齒輪的軸向力完全抵消？

4）繪圖標出齒輪各嚙合點作用力的方向（各用三個分力表示），并計算其大小。斜齒圓柱齒輪的螺旋角按β=10°8′30″計算。齒輪傳動作業(yè)解答1~6（略）7解：（1）方案a)N 方案b)（2）、 8解：∵接觸應力隨直徑（或中心距）增大而減小 Ⅰ、是標準中心距 a=60 Ⅱ、是變徑中心距 a=62∴Ⅰ對接觸應力大 Ⅱ?qū)佑|應力小又∵兩對齒輪的許用應力相等∴Ⅰ對接觸強度底，Ⅱ?qū)佑|強度高。

10解：（1）如圖(2)(負號表示方向相反)∴此時中心距:取:則:(3)、Ⅲ軸：II軸： Ⅰ軸:(4)、12Ft1Ft1Fr1Fa1Ft2Fa2Fr2Fr3Fa3Ft3Fa4Ft4Fr4蝸桿傳動作業(yè)1.圖示為簡單手動起重裝置。若按圖示方向轉(zhuǎn)動蝸桿，提升重物G，試確定：

1)蝸桿和蝸輪齒的旋向；

2)蝸輪所受作用力的方向(畫出)；

3)當提升重物或降下重物時,蝸輪齒面是單側(cè)受載還是雙側(cè)受載。2.圖示蝸桿傳動均以蝸桿為主動件，試在圖上標出蝸輪（或蝸桿）的轉(zhuǎn)向，蝸輪的旋向，蝸桿、蝸輪所受各分力的方向。3.圖示為某起重設備的減速裝置。已知各輪齒數(shù)z1=z2=20，z3=60，z4=2，z5=40，輪1轉(zhuǎn)向如圖所示，卷筒直徑D=136mm。試求：

1)此時重物是上升還是下降；

2)設系統(tǒng)效率η=0.68,為使重物上升,施加在輪1上的驅(qū)動力矩T1=10N.m,問重物的重量是多少?4.蝸輪滑車如圖所示，起重量F=10kN,蝸桿為雙頭,模數(shù)m=6.3mm,分度圓直徑d1=63mm,蝸輪齒數(shù)z2=40,卷筒直徑D=148mm,蝸桿傳動的當量摩擦系數(shù)fv=0.1,軸承、濺油和鏈傳動效率損失為8%,工人加在鏈上的作用力F'=200N。試求鏈輪直徑D',并驗算蝸桿傳動是否自鎖。5.試設計輕紡機械中的一單級蝸桿減速器，傳遞功率P1=8.5kW,主動軸轉(zhuǎn)速n1=1460r/min,傳動比i=20,載荷平穩(wěn),單向工作,長期連續(xù)運轉(zhuǎn),潤滑情況良好,工作壽命Lh=15000h。6.已知一蝸桿傳動，蝸桿為主動，轉(zhuǎn)速n1=1440r/min，蝸桿頭數(shù)z1=2，模數(shù)m=4mm，蝸桿直徑系數(shù)q=10，蝸桿材料為鋼，齒面硬度大于45HRC，磨削，蝸輪材料為鑄錫青銅，求該傳動的嚙合效率。7.圖示傳動系統(tǒng)中,件1、5為蝸桿，件2、6為蝸輪，件3、4為斜齒圓柱齒輪，件7、8為直齒錐齒輪。已知蝸桿1為主動，要求輸出齒輪8的回轉(zhuǎn)方向如圖。試確定：

1)各軸的回轉(zhuǎn)方向；

2)考慮各中間軸上所受軸向力能互相抵消一部分,定出各輪旋向；

3)畫出各輪的軸向分力的方向。8.圖示三級減速裝置傳動方案簡圖，要求傳動比i=50，這樣布置是否合理？為什么？試畫出合理的傳動方案簡圖（不采用蝸桿傳動）。9.設計一運料用單級圓柱蝸桿減速器。已知蝸桿為下置，并由Y132-4M電動機直接驅(qū)動,傳動比i=25,不反轉(zhuǎn),載荷基本穩(wěn)定,折合一班制工作,使用壽命5年。(要求設計該蝸桿傳動的幾何尺寸,計算傳動效率,選擇潤滑劑及潤滑方法,進行熱平衡計算,并繪制蝸桿,蝸輪零件工作圖)。10.指出圖中未注明的蝸感桿或蝸輪的螺旋線旋向及蝸桿或蝸輪的轉(zhuǎn)向,并繪出蝸桿和蝸輪嚙合點這、作用力的反向(各用三個分力表示)。蝸桿傳動作業(yè)解答1~8（略）9設計一運料用單級圓柱蝸杠減速器。已知蝸杠為下置，并用Y132M-4電動機直接啟動，傳動比I=25,不反轉(zhuǎn)，載荷基本穩(wěn)定，折合一班制工作，使用壽命5年。解：選擇材料：蝸桿：45號鋼，表面硬度（表面淬火）蝸輪：鑄錫青銅ZcuSn10P1(輪芯HT150鑄鐵)接觸疲勞強度計算進行設計：（1）(2)式中：(a) ；(b)；(c)；∵Y132M-4 ∴∴(d):由值:∵ ∴∴選 由圖13.12知 (e)初設由表6知: 當 查表13.11得 (或計算:∴(f)∴按GB10085-88 取保a=200mm主要參數(shù)和幾何尺寸：因為 取或（） 取(1)(2) (3) 中心距：（1）（2）（3） ∴取∴采用變位傳動： 由圖13.12查出 討論： （誤差不大）且上述結(jié)果可用熱平衡計算 a)∵∴b)∵ ∴∴∴∴10指出圖中未著名人士的蝸桿或蝸輪的螺旋線旋向及蝸桿或蝸輪的轉(zhuǎn)向,并給出蝸桿和蝸輪的轉(zhuǎn)向,并給出蝸桿和蝸輪嚙合點作用力的方向(各用三個分力表示)解:滑動軸承作業(yè)1.有一不完全液體潤滑徑向滑動軸承，軸頸直徑d=200mm，軸承寬度B=250mm，軸承材料選用ZCuAl10Fe3，當軸的轉(zhuǎn)速為60r/min、100r/min、500r/min時，軸承允許的最大徑向載荷各為多少？2.一液體動力潤滑徑向滑動軸承，承受徑向載荷F=70kN，轉(zhuǎn)速n1=1500r/min，軸頸直徑d=200mm，寬徑比B/d=0.8，相對間隙ψ=0.0015，包角α=180°，采用32號全損耗系統(tǒng)用油（無壓供油），假設軸承中平均溫度為50℃，油的粘度η=0.018Pa.s，求最小油膜厚度。3.某汽輪機用動力潤滑徑向滑動軸承，軸承直徑d=80mm，轉(zhuǎn)速n=1000r/min，軸上的徑向載荷F=10kN，載荷平穩(wěn)，試確定軸瓦材料、軸承寬度B、潤滑油牌號、流量、最小油膜厚度、軸與孔的配合公差及表面粗糙度，并進行軸承熱平衡計算。4.空氣壓縮機主軸向心滑動軸承,軸轉(zhuǎn)速為300r/min軸頸直徑d=160mm,軸承徑向載荷D=5000N,軸承寬度B=240mm,試選擇軸承材料,并按混合摩擦潤滑條件進行校核。5.液體摩擦潤滑向心滑動軸承,軸承直徑d=80mm,軸承寬度B=80mm,軸轉(zhuǎn)速1000r/min,軸承載荷F=10000N,試設計此軸承。滾動軸承作業(yè)1.如圖所示，軸上裝有一斜圓柱齒輪，軸支承在一對正安裝的7209AC軸承上。齒輪輪齒上受到圓周力Fte=8100N，徑向力Fre=3052N，軸向力Fae=2170N，轉(zhuǎn)速300r/min，載荷系數(shù)fp=1.2，試計算兩個軸承的基本額定壽命。（想一想：軸承反安裝時有何變化？）2.一根裝有小圓錐齒輪的軸擬用圖示的支承方案，兩支承點均選用輕系列的圓錐滾子軸承。圓錐齒輪傳遞的功率P=4.5kW(平穩(wěn)),轉(zhuǎn)速n=500r/min,平均分度圓半徑rm=100mm,分錐角δ=16°,軸頸直徑可在28-38內(nèi)選擇。其它尺寸如圖。若希望軸承的基本額定壽命能超過60000h，試選擇合適的軸承。3.6215軸承受徑向載荷Fr=45.6kN,軸向載荷Fa=6.3kN,載荷平穩(wěn),試計算其當量動載荷P,若在此當量動載荷作用下要求該軸承能正常旋轉(zhuǎn)1000000轉(zhuǎn),其可靠度約為多少?4.按要求在給出的結(jié)構(gòu)圖中填畫合適的軸承(圖中箭頭示意載荷方向)。5.30208軸承(新標準)額定動負荷C=34000N。

(1)當量動負荷P=6200N,工作轉(zhuǎn)速n=730r/min,試計算軸承壽命h；

(2)P=6200N,若求h≥10000h,允許的最高轉(zhuǎn)速n是多少?6.試計算以下軸承(兩端單向固定)的徑向力Fr,軸向力Fa及當量動負荷P。圖示三種情況下左右軸承哪個壽命低？已知軸上負荷FR=3000N,FA=500N,fd=1.2。

(1)一對205軸承。

(2)一對7205C(α=15°)軸承(正裝安)。

(3)一對7205C(α=15°)軸承(反安裝)。滾動軸承作業(yè)解答1~4（略）5解：（1）7208（舊標準）使圓錐滾子軸承，新標準是30208。軸承壽命：（2）（3）6(2)解:36205(舊標準)是是并列角接觸球軸承(新標準7205C(α=15°)) 附加軸向力:∵∴軸承Ⅰ被”壓緊”,軸承Ⅱ被”放松∴求當量動載荷P查手冊: 查表18.7 ∴又則∴∵大∴軸承I壽命低聯(lián)軸器和離合器作業(yè)1.有一鏈式輸送機用聯(lián)軸器與電動機相聯(lián)接。已知傳遞功率P=15kW，電動機轉(zhuǎn)速n=1460r/min，電動機軸伸直徑d=42mm。兩軸同軸度好，輸送機工作時起動頻繁并有輕微沖擊。試選擇聯(lián)軸器的類型與型號。2.一機床主傳動換向機構(gòu)中采用多盤摩擦離合器。已知外摩擦盤5