電動(dòng)機(jī)二級(jí)減速箱課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)(已改無(wú)錯(cuò)字)
2022-08-20 19:37:07 本頁(yè)面
【正文】 承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。取軸端倒角為，各處的倒圓角標(biāo)注在圖中。 求軸上的載荷首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),對(duì)于7205型的圓錐滾子軸承,Δ=19mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距. 故：進(jìn)行校核時(shí)通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度, 根據(jù)以上數(shù)據(jù)，以及軸單項(xiàng)旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取前已選定軸的材料為45號(hào)鋼，由軸常用材料性能表查得因此，故安全。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可?！ ≥S的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表151查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按附表32查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由附圖31可得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按[1]式（附34）為 由附圖32得尺寸系數(shù)；由附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，有附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（156）~（158）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的?！ ≥S的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由[1]表151查得 ，過(guò)盈配合處的，有附表38用差值法求出，并取== ==軸按磨削加工，有附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按式（312）及（312a）得綜合系數(shù)值為于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按[1]式（156）~（158）則得故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本題因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束?！?6. 軸承的校核 輸出軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的合力對(duì)于輸出軸軸承為單列圓錐滾子軸承7209型，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，軸3所受軸向力（方向指向聯(lián)軸器）因此只有靠近聯(lián)軸器的支點(diǎn)2端才受軸向力。由上述軸3的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，靠近齒輪處的支點(diǎn)1處軸承容易損壞。故：由得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式13－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速－5，得：故軸承符合要求 中間軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的合力對(duì)于中間軸軸承為單列圓錐滾子軸承7205型，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，軸2所受軸向力因此只有支點(diǎn)1端才受軸向力。由上述軸2的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，支點(diǎn)1處軸承容易損壞。故：又得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式13－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速－5，得：故軸承符合要求 輸入軸的軸承計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果基本額定動(dòng)載荷基本額定靜載荷支點(diǎn)1處軸承所受的合力支點(diǎn)2處軸承所受的合力對(duì)于輸入軸軸承為單列圓錐滾子軸承7205型，查詢(xún)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到：由上述軸的計(jì)算得，軸1所受軸向力（方向指向聯(lián)軸器）因此只有靠近聯(lián)軸器的支點(diǎn)1端才受軸向力。由上述軸1的受力分析所得的支反力：有計(jì)算可得，靠近齒輪處的支點(diǎn)2處軸承容易損壞。故：由得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X=1，軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y=0從而據(jù)公式13－8得：左邊的軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷因?yàn)槭菆A錐滾子軸承，其中，轉(zhuǎn)速－5，得：故軸承符合要求 7. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算 輸出軸的鍵計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果半聯(lián)軸器處鍵齒輪處鍵工作長(zhǎng)度 擇鍵聯(lián)接的類(lèi)型和尺寸一般7級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵. 校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度查表62得 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 由式（61）得：兩者都合適 中間軸的鍵計(jì)算項(xiàng)目?jī)?nèi)容結(jié)果小齒輪處鍵大齒輪處鍵
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