如图3-5为一机床传动轴配合图,齿轮1与轴2用键连接,与轴承4内圈配合的轴采用φ50k6,与轴承外圈配合
如图3-5为一机床传动轴配合图,齿轮1与轴2用键连接,与轴承4内圈配合的轴采用φ50k6,与轴承外圈配合的基座6采用φ110J7,试选用①、②、③处的配合代号,填入表3—18中(3为挡环、5为端盖)。
如图3-5为一机床传动轴配合图,齿轮1与轴2用键连接,与轴承4内圈配合的轴采用φ50k6,与轴承外圈配合的基座6采用φ110J7,试选用①、②、③处的配合代号,填入表3—18中(3为挡环、5为端盖)。
齿轮用平键与传动轴联接如图(a)所示。已知轴的直径d=70mm,平键的尺寸b×h×l=20×12×100mm3[图(b)],键材料的许用切应力[τ]=80MPa,许用挤压应力[σbs]=200MPa,轴传递的最大转矩M=2kN·m。试校核键的强度。
下图为一机床传动装配图的一部分。齿轮与轴由键联接,轴承内圈与轴的配合采用φ50k6,轴承外圈与机座的配合采用φ110J7。试选择①,②,⑤处的配合代号,填写下表,并将所选代号标注在图上。
配合部位 | 配合代号 | 选择理由简述 |
① | ||
② | ||
⑤ |
下图为一锥齿轮减速箱图,齿轮轴1上作用有径向力,选用一对7208圆锥滚子轴承(内径为40mm,外径为80mm,额定动负荷为31400N。内圈与轴1一起旋转,外圈安装在衬套6内,以保证锥齿轮正确啮合。若轴上承受径向当量动负荷4000N,轴的转速960r/min,试确定:①将轴承内圈与轴、外圈与衬套6内孔的配合标注在图2-4上;②压盖4与衬套6、衬套6与箱体孔7的配合标注在图2-4上;③标注联轴器2与输入轴1、锥齿轮10与输入轴1的配合。
在c6132车床主变速箱内第Ⅷ轴上,装有两个深沟球轴承,如图9-4a所示。轴承内圈内径为20mm,外圈外径为47mm,两个轴承的外圈装在同一双联齿轮的孔内,与齿轮一起旋转,通过该齿轮将主轴的回转运动传给进给箱;内圈与Ⅷ轴相配,轴固定在变速箱体壁上。已知轴承承受轻负荷。 (1)选择轴承的精度等级; (2)确定轴颈和齿轮内孔的公差带代号; (3)画出公差带图,计算内圈与轴颈、外圈与齿轮孔配合的极限间隙、极限过盈; (4)确定轴颈和齿轮孔的形位公差和表面粗糙度,并将各项公差分别标注在图9-4上。
图所示为一机床工作台的传动系统。设已知各齿轮的齿数,齿轮3的分度圆半径r3,各齿轮的转动惯量J1、J2、J2、J3,齿轮1直接装在电动机轴上,故J1中包含了电动机转子的转动惯量;工作台和被加工零件的重量之和为G。当取齿轮1为等效构件时,试求该机械系统的等效转动惯量Je。
设计一斜齿圆柱齿轮减速器的输入轴,其传动简图如图10.5所示,并校核轴的强度和弯曲刚度(与小齿轮配合处)。已知该轴输入功率P1=15kW,转速n1=970r/min,小齿轮节圆直径d1=134.949mm.齿轮宽度b1=140mm,分度圆螺旋角β1=12°,法向压力角αn=20°,法面模数mn=4mm,机体内壁至轴承座端面距离l=60mm,小齿轮端面至机体内壁距离Δ2=15mm,采用角接触球轴承支承,面对面安装,轴承端面至机体内壁距离Δ3=5mm,轴的材料为45钢调质。
一机床主轴的计算简图如图(a)所示。已知空心主轴外径D=80mm,内径d=40mm,l=400mm,a=100mm,切削力F1=2kN,齿轮传动力F2=1kN。材料的弹性模量E=210GPa,主轴的许用变形为:卡盘C处的许用挠跨比[yc]=0.0001 lmm,轴承B处的许用转角[θB]=0.001rad。试校核主轴的刚度。
上,作用有切向力Fy=3.83kN、径向力Fz=1.393kN;在齿轮2上,作用有切向力F'y=1.473kN、径向力F'z=0.536kN。轴用45钢制成,直径d=22mm,许用应力[σ]=180MPa,试按第三强度理论校核轴的强度。
图9-24a所示齿轮传动轴,齿轮1与2的节圆直径分别为d1=50mm与d2=130mm。在齿轮1上,作用有切向力Fy=3.83kN,径向力Fz=1.393kN;在齿轮2上,作用有切向力Fy=1.473kN,径向力Fz=0.536kN。轴用45钢制成,许用应力[τ]=180MPa,直径d=22mm。试按第三强度理论校核轴的强度。
在图所示的组合机床动力滑台轮系中,齿轮1与电动机联接,运动由电动机传入,由蜗轮6传出。电动机转速n1=940r/min,各齿轮齿数Z1=34,Z2=42,Z3=21,Z4=31,Z5=2,Z6=38,蜗杆旋向为右旋,试确定蜗轮6的转速和转向。