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文檔簡介
1、一、傳動裝置的總體設(shè)計(一)設(shè)計題目課程設(shè)計題目:帶式運輸機傳送裝置1.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求:設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求:F=2200N;d=250mm;v=0.9m/s機器年產(chǎn)量:小批量;機器工作環(huán)境:清潔;機器載荷特性:平穩(wěn); 機器最短工作年限:6年2班。2.傳動裝置簡圖: (二)選擇電動機1.選擇電動機的類型根據(jù)參考文獻(xiàn)2,按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為:從電動機到工作機傳送帶間的總效率為:式中:分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器,軸承為角接觸球軸承,齒輪為8級精度齒輪,由參考
2、文獻(xiàn)2表9.1取1=0.99,2=0.99,3=0.97,4=0.96。則:=1224324=0.9920.9940.9720.96=0.846所以電動機所需要的工作功率為:Pd=Pw=1.980.846kW=2.34kW3.確定電動機轉(zhuǎn)速按參考文獻(xiàn)2表9.2推薦的傳動比合理范圍,二級圓柱齒輪減速器傳動比iz=840,而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為:nw=601000vd=6010000.9250=68.755 r/min所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:nd=inw=84068.755=5502750r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜
3、合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素,為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊,決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機,另需要其中電機工作所需額定功率:。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速,由參考文獻(xiàn)2表15.1以及有關(guān)手冊選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能如下表:電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y132S-639602.02.0由參考文獻(xiàn)2表15.2查得電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下:型號HABCDEFGDGKY132S1322161407038801083312-bb1b2hAABBHAL1-2802101353156020018475(
4、三)計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為:i=nmnw=96068.755=13.9632分配傳動比:i=iiII考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相接近,取,故:i=1.4i=1.413.963=4.421iII=13.9634.421=3.158(四)計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速軸n=nm=960 r/min軸n=ni=9604.421=217.14r/min軸n=ni=217.143.158=68.76 r/min卷筒軸 nw=n=68.76 r/min2.各軸的輸入功率軸P=Pd1=2.340.99 =2.32kW軸P=P23=2.320.99 0.97=2.22kW軸
5、P=P23=2.220.99 0.97=2.14kW卷筒軸 P卷=P21=2.140.990.99=2.10kW3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為Td=9.55106Pdnm=9.551062.34960=23278 Nmm所以: 軸T=Td1=232780.99 =23045 Nmm軸T=T23i=230450.99 0.974.421=97839 Nmm軸T=T23i=978390.99 0.973.158=296708Nmm卷筒軸 T卷=T21=2957080.99 0.99=290804 Nmm將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(Nmm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動
6、比i效率電機軸2.342327896010.99軸2.32230459604.4210.96軸2.2297839217.143.1580.96軸2.1429670868.76卷筒軸2.1029080468.7610.98二、傳動零件的設(shè)計計算(一)高速齒輪傳動1選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到帶式運輸機為一般機械,故大小齒輪均選用45鋼,采用軟齒面,小齒輪調(diào)質(zhì)處理,齒面硬度為215255HBW,平均硬度236 HBW;大齒輪正火處理,齒面硬度162217HBW,平均硬度190HBW。大、小齒輪齒面平均硬度差為46HBW,在3050HBW范圍內(nèi)。選用8級精度。2初步計算傳動主要尺寸由于是軟齒
7、面閉式傳動,故按照齒面接觸疲勞強度進(jìn)行。由參考文獻(xiàn)1式(8.21),即d132KT1du+1u(ZEZHZZH)2式中各參數(shù)為:1) 小齒輪傳遞的扭矩T=23045Nmm2) 設(shè)計時,因v值未知,Kv不能確定,故可初選載荷系數(shù)Kt=1.11.8,本題初選Kt=1.43) 由參考文獻(xiàn)1表8.6取齒寬系數(shù)d=1.0。4) 由參考文獻(xiàn)1表8.5查得彈性系數(shù)ZE=189.8MPa。5) 初選螺旋角=12,由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)為ZH=2.46。6) 初選z1=19,則z2=i2z1=4.42119=83.99,取z2=84。7) 齒數(shù)比u=8419=4.421 。由參考文獻(xiàn)1式(8.1
8、)得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+184cos12=1.67由參考文獻(xiàn)1式(8.2)得軸面重合度=0.318dz1tan=0.3181.119tan12=1.41由參考文獻(xiàn)1圖8.15查得重合度系數(shù)Z=0.775。8) 由參考文獻(xiàn)1圖8.24查得螺旋角系數(shù)Z=0.99。9)許用接觸應(yīng)力由參考文獻(xiàn)1式(8.26),即H=ZHHlimSH算得。由參考文獻(xiàn)1圖8.28e,圖8.28a得解除疲勞極限應(yīng)力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。小齒輪1和大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為N1=60naL10h=609601.0282506=1.38241
9、09N2=N1i=1.38241094.421=3.1269108由參考文獻(xiàn)1圖8.29查得壽命系數(shù)ZN1=1.0,ZN2=1.11(允許局部點蝕)。由參考文獻(xiàn)1表8.7,取安全系數(shù)SH=1.0,得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.113901.0MPa=432.9MPa故取H=H2=432.9MPa。初算小齒輪1的分度圓直徑d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.4230451.04.421+14.421189.82.460.7750.99432.92mm=37.840 mm3確定傳動尺寸1)計算載荷系數(shù)。
10、由參考文獻(xiàn)1表8.3查得使用系數(shù)KA=1.0。v=d1tn1601000=37.840960601000 ms=1.97ms由參考文獻(xiàn)1圖8.7得動載荷系數(shù)Kv=1.12。由參考文獻(xiàn)1圖8.11得齒向載荷分布系數(shù)K=1.15(設(shè)軸剛性小)。由參考文獻(xiàn)1表6.4得齒間載荷分布系數(shù)K=1.2,則K=KAKvKK=1.01.121.151.2=1.54562)對d1t進(jìn)行修正。因K于Kt有較大差異,故需對按Kt值計算出的d1t進(jìn)行修正,即d1=d1t3KKt=37.84031.54561.4mm=39.109mm3)確定模數(shù)mn。mn=d1cosz1=39.109cos1219mm=2.01mm由參
11、考文獻(xiàn)1表8.1,取mn=2mm。4)計算傳動尺寸中心距:a=mn(z1+Z2)2cos=2(19+84)2cos12mm=105.2mm圓整為a=105mm,則螺旋角=arccosmn(z1+z2)2a=arccos2(19+84)2105=11.201所以d1=mnz1cos=219cos11.201mm=38.738mm d2=mnz2cos=284cos11.201mm=171.262mmb=dd1=1.038.738mm=38.738mm取b2=40mm,b1=b2+510mm,取b1=45mm。4校核齒根彎曲疲勞強度由參考文獻(xiàn)1式(8.24),即F=2KT1bmnd1YFYSYYF
12、式中各參數(shù):1) K=1.5456、T=23045Nmm、b=40mm、d1=38.738mm、mn=2mm。2) 齒形系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS。當(dāng)量齒數(shù)zv1=z1cos3=19cos11.2013=20,13zv2=z2cos3=84cos11.2013=88.99由參考文獻(xiàn)1圖8.19查得YF1=2.79,YF2=2.22。由參考文獻(xiàn)1圖8.20查得YS1=1.55,YS2=1.783) 由參考文獻(xiàn)1圖8.22查得重合度系數(shù)Y=0.79。4)由參考文獻(xiàn)1圖8.28查得螺旋角系數(shù)Y=0.91。5)許用彎曲應(yīng)力可由參考文獻(xiàn)1式(8.29),即F=YNFlimSF算得。由參考文獻(xiàn)1圖8.29
13、f,圖8.29b查得彎曲疲勞極限應(yīng)力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由參考文獻(xiàn)1圖8.32查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1.0。由參考文獻(xiàn)1表8.7查得安全系數(shù)SF=1.25,故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF1=2KT1bmnd1YFYSYY=21.54562304540238.7382.791.550.790.91MPa=71.46MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=71.462.221.782.791.55MPa=65.30MPaTC)。但其軸孔
14、直徑范圍為d=(1222)mm,滿足不了電動機的軸頸要求,故選用LX3型聯(lián)軸器Tn=1250NmTC,n=4750r/minn。其軸孔直徑d=(3048)mm,可滿足電動機的軸頸要求。最后確定減速器高速軸軸伸出的直徑dmin=30mm5.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響,本方案選用角接觸球軸承。因為齒輪1的線速度v=dn601000=41.738960601000ms=2.10ms2ms,靠機體內(nèi)油的飛濺可以直接潤滑軸承。由于該減速器的工作環(huán)境清潔,且已選定油潤滑,故滾動軸承采用接觸式密封中的唇形圈密封。6.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承,調(diào)整軸承間隙并承受軸向
15、力。軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式選用凸緣式,用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便,密封性能好。7. 軸承部件的設(shè)計取機體的鑄造壁厚=8mm,機體上軸承旁連接螺栓直徑連接螺栓直徑d2=12mm,裝拆螺栓所需要的扳手空間C1min=18mm,C2min=16mm,故軸承座內(nèi)壁至座孔外端面距離L=+C1+C2+58mm=5558mm,取L=55mm。為方便軸承部件的裝拆,減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小,齒輪減速器效率高,發(fā)熱小,估計軸不會很長,故軸承部件的固定方式采用兩端固定由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖:輸出軸的草圖1所示,然后,可按軸上零件的安裝順序,從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。12
16、34567(1) 軸段直徑確定軸段1的直徑為d1=30mm。聯(lián)軸器的右端軸肩固定, 由參考文獻(xiàn)1圖9.16和表9.5計算得到軸肩高度h=0.070.1d1=0.070.130mm=2.13mm,即d2=d1+2h=30+22.13mm=(34.236)mm。按標(biāo)準(zhǔn)GB/T 1387.1-1992,選取唇形圈油封的軸基本尺寸 d=35mm,其基本外徑和寬度分別為D=50mm,b=8mm,所以對軸段2有d2=35mm 。軸段3和軸段7安裝軸承,尺寸由軸承確定??紤]使用斜齒輪,齒輪有軸向力,軸承類型選用角接觸球軸承軸,根據(jù)GB/T 2761994,初選軸承7208C,d=40mm,外形尺寸D=80m
17、m,B=18mm,軸件安裝尺寸da=47mm,采用油潤滑。故取d3=d7=40mm 。d4=d6=47mm軸段5做成齒輪軸的形式,取d5=40mm。(2)軸段長度確定軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。軸段1長度略短于聯(lián)軸器長度,取l1=60mm。軸段3和軸段7的長度等于軸承寬度,即l7=l3=18mm。軸段2長度等于聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離(取16mm)、軸承端蓋總厚度(取9mm)與基座外端面到軸承外側(cè)距離之和,l2=16+9+55-4-18=58mm。軸段4和軸段6為軸承定位軸肩的長度取l4=l6=10mm。軸段5長度需要在齒輪箱體軸承和其他軸
18、系部件位置固定后綜合確定。但考慮到滾刀在加工該軸段上的齒輪時,有與軸段6軸肩相碰的可能,應(yīng)當(dāng)避免。dk=63mmd5=40mmdf=33.738mmd=38.738mmd6=47mml0如上圖所示,滾刀直徑按標(biāo)準(zhǔn)GB/T 6083-2001取dk=63mm,為保證加工到齒輪最右端時滾刀不碰及軸段6的軸肩,l0應(yīng)滿足:l0dk22-dk2-d62+df22=19.33mm 故安全起見,取l0=25mm。 (二)中間軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸:n=217.14 r/minT=97839 Nmm計算得作用在齒輪2上的力:Ft2=2Td2=297839171.262N=1142.6NFr
19、2=Ft2tanncos=1142.6tan20cos11.201N=423.9NFa2=Ft2tan=1142.6tan11.201N=226.3N計算得作用在齒輪3上的力:Ft3=2Td3=29783962.5N=3130.8NFr3=Ft3tann=3130.8tan20N=1139.5NFn3=Ft3cos=3130.8cos20N=3331.8N2.選擇軸的材料考慮結(jié)構(gòu)尺寸且第二級軸是速度較高同時傳遞更大力矩,選用40Cr材料,熱處理方式為表面淬火,以獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑,d39.55106Pn0.2=C3Pn軸的材料初定為40Cr材料
20、,根據(jù)參考文獻(xiàn)1表10.2查得C=97106,考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小,取C=100。所以dC3Pn=10032.22217.14mm=21.70mm本方案中,按軸上有兩個鍵槽處理,應(yīng)將軸徑增大10%,即d21.701+10%mm=23.87mm4.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式考慮軸向力的影響,本方案亦選用角接觸球軸承。采用油潤滑,唇形圈密封。5.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式軸承端蓋用以固定軸承,調(diào)整軸承間隙并承受軸向力。選用凸緣式端蓋結(jié)構(gòu),用螺釘與機體軸承座連接。調(diào)整軸向間隙比較方便,密封性能好。6.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件
21、的結(jié)構(gòu)形式如圖:中間軸的草圖如下圖所示,然后,可按軸上零件的安裝順序,從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)軸段直徑確定軸承類型選用角接觸球軸承軸,根據(jù)GB/T 2761994,初選軸承7208C,d=40mm,外形尺寸D=80mm,B=18mm,軸件安裝尺寸da=47mm ,故d1=d5=40mm。軸承內(nèi)測可用套筒軸向定位。軸段2的直徑應(yīng)為軸承的定位尺寸,d2=47mm??紤]可能出現(xiàn)的齒輪軸問題,進(jìn)行校核計算,分度圓直徑為62.50mm,所用鍵的尺寸為:bh=149mm,轂槽深t1=3.8mm則x62.52-3.125-3.8-472=0.575mm,顯然齒輪3需要做成齒輪軸。軸段4取d4=44
22、mm,則軸段3的軸肩為h=0.070.1d4=0.070.144mm=3.084.4mm,軸肩取4mm,則直徑為d3=52mm。(3)軸段長度確定軸段4長度略短于齒輪2輪轂長度,齒輪2輪轂長度為40mm,則取l4=38mm,軸段3長度取15mm,即l3=15mm。軸段5長度由軸承寬度、箱體與其他軸系部件位置固定后綜合確定,得l5=58mm。 (三)輸出軸(軸)的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸:n=68.76 r/minT=296708 NmmP=2.14kW則經(jīng)過計算可得作用在齒輪上的力:Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20
23、N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗,結(jié)構(gòu)復(fù)雜,而且第三根軸傳遞力矩較大,故選用40Cr,熱處理方式為調(diào)質(zhì),能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按照扭轉(zhuǎn)強度條件初算軸的最小直徑,d39.55106Pn0.2=C3Pn根據(jù)參考文獻(xiàn)1表10.2查得C=97106,考慮軸端彎矩比轉(zhuǎn)矩小,取C=100。所以d39.55106Pn0.2=C3Pn=10032.1468.76mm=31.46mm本方案中,設(shè)軸頸上有兩個鍵槽,應(yīng)將軸徑增大10%,即d32.2051+10%mm=34.60mm4.選擇聯(lián)軸器由于該
24、軸轉(zhuǎn)速較低,傳遞轉(zhuǎn)矩較大,考慮到本設(shè)計不易保證同心度,采用具有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器(JB/ZQ 4384-1997)。查參考文獻(xiàn)1表13.5可取:K=1.5。計算轉(zhuǎn)矩為TC=KTIII=1.5296708Nm=445.1Nm根據(jù)TC=445.1Nm,查參考文獻(xiàn)2表13.5中確定選取許用轉(zhuǎn)矩為500Nm的金屬滑塊聯(lián)軸器即可滿足要求(n=250r/minn)。其軸孔直徑取d=40mm, L1=70mm5.確定滾動軸承的類型及其潤滑與密封方式在該軸上已無軸向力,或軸向力很小,本方案選用深溝球軸承。需要考慮軸承內(nèi)徑及安裝,查參考文獻(xiàn)2表12.2深溝球軸承,取6210,查得d=50mm,D=
25、90mm,B=20mm。同一根軸上兩個軸承應(yīng)該為相同型號,采用油潤滑,唇形圈密封。7.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖:輸出軸的草圖如下圖所示,然后,可按軸上零件的安裝順序,從最小直徑的軸端8開始設(shè)計。12345678(2)軸段直徑設(shè)計軸段8的直徑,需要考慮到上述確定的聯(lián)軸器直徑d=40mm,則d8=dmin=40mm。考慮聯(lián)軸器的軸向固定和唇形圈密封的內(nèi)徑系列,取軸肩2.5mm,軸段7直徑d7=45mm。軸段6與軸段1要安裝軸承,選軸承類型為深溝球軸承。故軸段6和軸段1的直徑為:d6=d1=50mm。軸段5的直徑應(yīng)為
26、軸承的定位尺寸,即d5=57mm。軸段4為非工作軸段,故取d4=50mm軸段2安裝齒輪,為保證軸段3軸肩與齒輪2齒頂部位保持一定距離(10mm),取d2=53mm,d3=60mm(3)軸段長度確定軸段3與軸5同為定位軸頸,取l3=l5=10mm。軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度,齒輪4的輪轂寬度為35mm,則l2=33mm,軸段1長度等于軸承寬度、軸承與箱體內(nèi)壁間隙、齒輪與箱體內(nèi)壁間隙和齒輪4與其所在軸段長的差值組成,即l1=20+3+12+2=37mm。軸段5長度等于軸承寬度與擋油板寬度(2+3=15+9=24mm)之和,l5=19+24=43mm。軸段4長度根據(jù)前兩根軸確定為l4=75mm
27、。軸段7長度由軸承端蓋寬度、聯(lián)軸器端面到軸承端蓋的距離(取16mm)、機座外表面與軸承外側(cè)距離組成,即l7=16+9+55-22=58mm,軸段8長度略短于聯(lián)軸器長度,聯(lián)軸器長度為54mm,則取l8=53mm。(4)軸上鍵強度校核輸出軸軸段8與軸段2上有鍵,連接為靜連接,載荷平穩(wěn),且鍵材料均選用45號鋼,查參考文獻(xiàn)1表6.1取P=100MPa。由參考文獻(xiàn)1式6.1需滿足擠壓強度條件: P=2TkldP1) 軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段2的直徑53mm,可取鍵的尺寸bh=1610mm。選取B型鍵(l=L=32mm,k=h2=5mm)則可解得:P=2TIIIkld=229670853253=7
28、0.0MPaP2) 軸段8與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段8的直徑40mm,可取鍵的尺寸bh=128mm。選取A型鍵(L=50mm,l=L-b=38mm,k=h2=4mm,)則可解得:P=2TIIIkld=229670843840=97.5MPaP8.輸出軸的強度校核(1)軸的受力簡圖(2)計算支反力Ft4=2Td4=2296708197.5N=3004.6NFr4=Ft4tann=3004.6tan20N=1093.6NFn3=Ft3cos=3004.6cos20N=3197.5N計算支反力,在水平面上:R1H=1093.642.5122.5+42.5N=286.7NR2H=Fr-R1H=1093
29、.6-286.7N=801.9N在垂直平面上R1v=3004.642.542.5+122.5N=774.0NR2v=Ft-R1v=3004.6-774.0N=2230.6N軸承1的總支反力R1=R1H2+R1v2=286.72+7742N=825.4N軸承1的總支反力R2=R2H2+R2v2=801.92+2230.62N=2368.5N(3)畫彎矩圖 水平面上軸承處:MaH1=R1HL2=286.7122.5=35120.75NmmMaH2=R2HL3=801.942.5=34080.75Nmm 垂直面上,彎矩為:MaV1=R1VL2=774.0122.5=94815NmmMaV2=R2VL
30、3=2230.642.5=94800.5Nmm 因此,Ma1=MaH12+MaV12=35120.752+948152=101110.6NmmMa2=MaH22+MaV22=34080.752+94800.52=100740.4Nmm(4)畫扭矩圖由彎矩圖和扭矩圖可知,軸的危險截面是齒輪中心剖面,因彎矩大,有轉(zhuǎn)矩,還有鍵槽引起的應(yīng)力集中,故剖面左側(cè)為危險截面??箯澖孛婺A縒=0.1d3-bt1d-t122d=0.1533-164.553-4.52253mm3=13290mm3抗扭截面模量WT=0.2d3-bt1d-t122d=0.2523-164.553-4.52253mm3=28178mm3
31、彎曲應(yīng)力b=MW=101110.613290MPa=7.61MPaa=b=7.61MPam=0扭剪應(yīng)力T=TWT=29670828178MPa=10.53MPa=m=T2=13.342MPa=5.26MPa危險截面的當(dāng)量應(yīng)力e=b2+42=12.98MPa100740.4101110.694800.59481534080.7595122.542.512345678IIITMaHMaVMaHT35120.75296708查參考文獻(xiàn)1表10.1,得B=750MPa,-1=350MPa,-1=200MPa。材料等效系數(shù)=0.25,=0.13。鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù),由附表10.4查得即K=1.58,K=1.79。絕對尺寸系數(shù),由附圖10.1查得即=0.56,=0.64。軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得即=0.80。安全系數(shù):S=-1Ka+m=3501.580.80.567.61+0.250=13.04S=-1Ka+m=2001.790.80.645.26+0.135.26=10.48S=SSS2+S2=13.0410.4813.042+10.482=8.17 由表10.5查得許用安全系數(shù)S=1.31.5,顯然SS,故大齒輪所
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