哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)械設(shè)計大作業(yè)(參考版)
2025-06-19 07:55本頁面
【正文】 九、繪制軸系部件裝配圖（圖紙）十、參考文獻(xiàn)[1] 王黎欽,:哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2015；[2] 張鋒,:哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,2012；[3] 張鋒,:高等教育出版社,2009。=325024=18000 h顯然L1hL1h39。e=F1aC0= kN=0因此查參考文獻(xiàn)[1]：X=Y=0因此軸承1當(dāng)量動載荷：P1=F2r= N3. 校核軸承壽命機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，無需考慮沖擊，則軸承基本額定壽命計算公式為：Lh=10660nCrP1ε式中：n — 軸承轉(zhuǎn)速，r/min；ε — 壽命指數(shù)，對于球軸承，ε=3。F1a=F2a=0 N軸承1所受徑向載荷：F1r=R1H2+R1V2=+= N軸承2所受徑向載荷：F2r=R2H2+R2V2=+= N顯然F2rF1r軸承2載荷較大，將先于軸承1失效，因此對軸承2進(jìn)行壽命校核。對于軸段1上大帶輪與軸的鍵連接：σp1=4Th(Lb)d1=4(708)25= MPa120 MPa=σp對于軸段7上小齒輪與軸的鍵連接：σp1=4Th(Lb)d1=4(568)25= MPa120 MPa=σp故鍵連接強(qiáng)度校核通過。七、校核鍵連接的強(qiáng)度鍵連接強(qiáng)度校核條件為σp=2Tkld≤σp式中：T — 傳遞的轉(zhuǎn)矩，N則：S=Sσ?SτSσ2+Sτ2=+==S故軸的強(qiáng)度校核通過。綜上，危險剖面應(yīng)為軸承2的受力點處。最后在結(jié)構(gòu)草圖上添加初定尺寸，如圖 3：五、軸的受力分析1. 畫軸的受力簡圖2. 計算支承反力在水平面內(nèi)，對軸承2（見圖4(a)）列力矩平衡方程，得：R1H=QL1+L2FrL3L2=(+96)11096=在水平面內(nèi)軸徑向方向上列受力平衡方程，得：R2H=Fr+QR1H=+= N在豎直面內(nèi)，對軸承2列力矩平衡方程，得：R1V=L3Ft L2=110= N列受力平衡方程，得：R2V=FtR1V=+= N負(fù)號表示受力方向與圖示方向相反。6307軸承力作用點為軸承寬度中心。為補(bǔ)償機(jī)體的鑄造誤差，軸承應(yīng)深入軸承座孔內(nèi)適當(dāng)距離，以保證軸承在任何時候都能坐落在軸承座孔上，為此取軸承上靠近機(jī)體內(nèi)壁的端面與機(jī)體內(nèi)壁間的距離為?=5 mm?？缇酁檩S上直返力作用點間距離，對向心軸承，支反力作用點在軸承寬度中點，則此時跨距為L2 = l4 + l3 = 75 + 21 = 96mmⅱ對于軸段2和軸段6：為避免大帶輪或小齒輪斷面轉(zhuǎn)動時與不動的軸承端蓋相碰，軸承端蓋與這兩零件端面間應(yīng)有足夠的間距，取該間距為H = 15 mm。與大帶輪處相同小齒輪一端通過軸肩固定，另一端通過擋
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