机械设计基础课程设计任务书 dJ?XPo"Cm=
lgpW@g
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 n[YEOkiG
ddVa.0Z!<
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) ` ]Ppau
o->\vlbD
目 录 hm<}p&!J
h$N0D !
一 课程设计书 2 ^t7x84jhL
OiDhJ
二 设计要求 2 g,:j/vR
PQ|69*2G
三 设计步骤 2 ! Q<>3xZ
c%*($)#
1. 传动装置总体设计方案 3 5PcJZi^.l
2. 电动机的选择 4 ~XeFOMq
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 <}6{{&mT4
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 ^`f*'Z
5. 设计V带和带轮 6 ;WL1B
6. 齿轮的设计 8 [7m1Q<
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 6n1rL
8. 键联接设计 26 `pd&se'p
9. 箱体结构的设计 27 g]UBZ33y
10.润滑密封设计 30 e4FM} z[
11.联轴器设计 30 wB>r(xQ'
Il.Ed-&62
四 设计小结 31 rw)kAe31
五 参考资料 32 :R):b
[Pe#kzLX
一. 课程设计书 rwIeqV{:
设计课题: 2k6 X,
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V L}#0I+Ml7
表一: 2wqk,c[]
题号 *c[2C
"!K'A7.^
参数 1 5BR5X\f0
运输带工作拉力(kN) 1.5 63?)K s
运输带工作速度(m/s) 1.1
x{}z ;yG
卷筒直径(mm) 200 x ]5@>5
wiX ~D
二. 设计要求 I|$
RJkD
1.减速器装配图一张(A1)。 )Z+{|^`kJ
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 ~](fFa{
3.设计说明书一份。 fQ>4MKLw=d
Ff^@~X+W<
三. 设计步骤 0:KE@=
1. 传动装置总体设计方案 j<%])
2. 电动机的选择 aj,)P3DJu
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ]<DNo&fw
4. 计算传动装置的运动和动力参数 %=j3jj[
5. “V”带轮的材料和结构 n3MWs);5
6. 齿轮的设计 t]1ubt2W
7. 滚动轴承和传动轴的设计 U-wLt(Y<
8、校核轴的疲劳强度 b{DiM098
9. 键联接设计 sM1RU
10. 箱体结构设计 h?\2_s
11. 润滑密封设计 (wRBd
12. 联轴器设计 g=}v>[k E
0%s|Zbo!>
1.传动装置总体设计方案: pO<-.,
y'ja< 1I>
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 AgF5-tz6x
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, OEr:xK2T
要求轴有较大的刚度。 H]<]^Zmjy
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 M^rM-{?<
其传动方案如下: nD"~?*Lt
64Gi8|P
图一:(传动装置总体设计图) V's:>;
yj@tV2
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 T)7TyE|"2g
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 !/K8xD$
传动装置的总效率 151tXSzLT
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; ZA#y)z8!E
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, 09M;}4ev&7
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ,gnQa
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 u"$a>S_
-U2mfW
2.电动机的选择 ]6tkEyuq
p@&R0>6j
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, $mco0%$
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, SP
2 8
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 rqCa 2
;~HNpu$
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, KGZ?b2N?Va
hQJWKAf,/
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 Tc
ZnmN
}F`beoMAkM
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 |U[y_Y\a
!^U6Z@&/R
0/]_nd
方案 电动机型号 额定功率 .")b?#K
P OsW"CF2
kw 电动机转速 EiV=RdL
电动机重量 5{>0eFzG
N 参考价格 x;$|#]+
元 传动装置的传动比 ZcPUtun
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 (b/d0HCND
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 t\5c@j p
.PVLWW
中心高 _=`x])mM
外型尺寸 RJJ1
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD _^uc 0=
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 +h[e0J|v{
;:#U6?=t
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 hd^x}iK"
y{rn-?`{
(1) 总传动比 :B#EqeI
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 \v`#|lT$
(2) 分配传动装置传动比 ;R1B9-,
=× %= u/3b:o
式中分别为带传动和减速器的传动比。 +80 2`eax
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 QJ4AL3
^6
4.计算传动装置的运动和动力参数 ^E@@YV
(1) 各轴转速 (:?&G9k
"
==1440/2.3=626.09r/min < tQc_
==626.09/5.96=105.05r/min EnscDtf(
(2) 各轴输入功率 (-(*XNC
=×=3.05×0.96=2.93kW 0M!0JJy#*
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW Fe="EDh
则各轴的输出功率: 4]6 Qr
=×0.98=2.989kW !P|5#.eC
=×0.98=2.929kW i>Iee^_(
各轴输入转矩 Z H-5Qy_
=×× N·m .w'vD/q;
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· d7~j^v)=^
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m g3rRhS
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m $Xt;A&l2?
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m S[U/qO)m
=×0.98=242.86N·m VN|G5*
运动和动力参数结果如下表 ]V<"(?,K
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 7Dl%UG]
输入 输出 输入 输出 _'c+fG
\
电动机轴 3.03 20.23 1440 i| xt f
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 rA#s
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 94z8B;+H]
]18Ucf
5、“V”带轮的材料和结构 *]!l%Uf%
确定V带的截型 fOW_h
工况系数 由表6-4 KA=1.2 I<`V_
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 STlPT5e.}
V带截型 由图6-13 B型 4g!7
4a
u{+!&
2}k
确定V带轮的直径 jM\ %$_/
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm no3Z\@%
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s ~u2w`H?V
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm FQ## 397
Vi,Y@+4
确定中心距及V带基准长度 :)LC gIQo
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 b Fn(w:1Q
360<a<1030 #7C6yXb%
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm N(7u],(Om
.D3`'K3t{[
初定V带基准长度 Oo/8Y
E@
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm >t,O2~
]+lF=kkc%
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm kd`YSkZ
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm tj#b_u z
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 !=knppY
>Qk97we'9
确定V带的根数 2$DSBQEx
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw s[Gswd
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 9F)W19i.
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ]0YDb~UB
带长修正系数 由表6-2 KL=1 hG~ Uz
(k#t}B[
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 %Y 2G
D9G0k[D,
取Z=2 'v+96b/;
V带齿轮各设计参数附表 43F^J%G
%\l0-RA@<
各传动比 _0*=u$~R
X_!$Pk7ma
V带 齿轮 K]MzP|T,
2.3 5.96 th90O|;
)=Y-f?o!
2. 各轴转速n b8e*Pv/
(r/min) (r/min) e~*S4dKR
626.09 105.05 AD,@,|A
sHF%=Vu
3. 各轴输入功率 P xT/9kM&}L
(kw) (kw) ]Qc: Zy3
2.93 2.71 rSbQ}O4V
6iyt2qkh
4. 各轴输入转矩 T G*=H;Upi
(kN·m) (kN·m) 8m \;P
43.77 242.86 lvG3<ls0K$
2t.fD@
5. 带轮主要参数 qm~Kw!kV
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) R<t&F\>
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 @}Pw0vC
带的根数z }0krSzcn#,
160 368 708 2232 B 2 |})rt5|f1!
tPA"lBS !
6.齿轮的设计 VJGwd`qo*A
we
@Y w6<
(一)齿轮传动的设计计算 lej^gxj/2
`c> A>c|
齿轮材料,热处理及精度 DU(X,hDBF
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 9.jG\i
(1) 齿轮材料及热处理 2Sv>C `FMU
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 1ME|G"$ ;
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 ^75pV%<%
② 齿轮精度 E:%>0FE
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 Z#%}K
Z
5NFq7&rJ6
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 Un~]Q?w
按齿面接触强度设计 Xk;Uk[
}D(DU5r
确定各参数的值: ,CN#co
①试选=1.6 ya;@<b
选取区域系数 Z=2.433 9j9YQ2
% 1OC#&
则 u87=q^$
②计算应力值环数 5Gc_LI&v7
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 8a_ UxB
=1.4425×10h <d3PDO@w/
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) Au~+Zz|mQ
③查得:K=0.93 K=0.96 +0pgq (
④齿轮的疲劳强度极限 j'#)~>b
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: ?L`MFR
[]==0.93×550=511.5 *1%e%G
X^u4%O['
[]==0.96×450=432 wV7@D[8
许用接触应力 xzuPie\
[%HYh7ua<
⑤查课本表3-5得: =189.8MP +qE,<c}}
=1 XL{{7%j
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 [P (rY
=4.47×10N.m Vf@S8H
3.设计计算 B:B0p+$I
①小齿轮的分度圆直径d R?1idl)
~NTDG
=46.42 $1:}(nO,
②计算圆周速度 @'6S[zU
1.52 q}wl_ku9+
③计算齿宽b和模数 f>.`xC{
计算齿宽b \HBVNBY
b==46.42mm UUt~W
计算摸数m nL "g2 3
初选螺旋角=14 ]?v?Qfh2
= HQ ELK
④计算齿宽与高之比 z36brv<_'p
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 EOMuqP)
=46.42/4.5 =10.32 oAIY=z
⑤计算纵向重合度 $%N;d>[U,
=0.318=1.903 a/wUeW
⑥计算载荷系数K B<vvsp\X
使用系数=1 [,.[gWA
根据,7级精度, 查课本得 KqT#zj
动载系数K=1.07,
hg<"Yg=
查课本K的计算公式: `</=AY>
K= +0.23×10×b Qivf|H619
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 w!=_
查课本得: K=1.35 0:7v/S!:
查课本得: K==1.2 +xoyKP!
故载荷系数: \}]=?}(
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 ?0 KiR?
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 dXf]G6
d=d=50.64 r_qncy,F
⑧计算模数 B;Q`vKY
= =!I8vQ>
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 "u3fs2
由弯曲强度的设计公式 P>yG/:W;
≥ /6i Tq^.%
e>ZbZy?
⑴ 确定公式内各计算数值 *o:BoP=S
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m |IyM"UH
确定齿数z 8gu'dG =
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 i{1)=_$Vt`
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 /h}wM6pg
Δi=0.032%5%,允许 bn<I#ZH2
② 计算当量齿数 )D6'k{6 M
z=z/cos=24/ cos14=26.27 S20 nk.x
z=z/cos=144/ cos14=158 @M1yBN
③ 初选齿宽系数 H`+]dXLB
按对称布置,由表查得=1 {Kq*5Aq8
④ 初选螺旋角 DRKc&F6Qy
初定螺旋角 =14 nsr
_\F\
⑤ 载荷系数K LXTipWKz
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 )n[`Z#
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y EDPI*@>
查得: YKs^%GO+
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 !"o1ve`{
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 ^>vO5Ho.
?h>%Ix
⑦ 重合度系数Y }R(0[0NQe-
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ^=-*L
3f
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 >ji}j~cH
=14.07609 |2+F I<v4
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 y<'2BTf
⑧ 螺旋角系数Y Z7KB?1{G
轴向重合度 =1.675, V;[__w
Y=1-=0.82 gs`27Gih
3LmBV\["
⑨ 计算大小齿轮的 (Ay4B*|!
安全系数由表查得S=1.25 g[D,\
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 c!(~BH3p
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 +i q+
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 |+$j(YuH
查课本得到弯曲疲劳强度极限 ~3* ZG
小齿轮 大齿轮 am$-sh72
~YT>:Np
查课本得弯曲疲劳寿命系数: &a2V-|G',
K=0.86 K=0.93 ,pGCgOG#}c
)n3biQL_
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 f Dm}J
[]= RL]lt0O{
[]= ?SsRN jeL
oN1wrf}Sh
{ZBb.$}RC
大齿轮的数值大.选用. %8`1Li6g
#Ko+_Hm?4
⑵ 设计计算 ytBxe]
计算模数 !~$ YD*"S
fi-&[llg
V;(*\"O
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: =-1^K
>/OXC+=^4
z==24.57 取z=25 [#3Cg%V
Q+%m+ /Zq
那么z=5.96×25=149 Q,M/R6i-
83 ^,'Z
② 几何尺寸计算 KSpC%_LC
计算中心距 a===147.2 2YP"nj#
将中心距圆整为110 ?` ZGM
me}Gb a
按圆整后的中心距修正螺旋角 |2t7mat
EuimZW\V
=arccos ^2?O+ =,F
/xm} ?t0U
因值改变不多,故参数,,等不必修正. %N_S/V0`
C_khd"
计算大.小齿轮的分度圆直径 3vGaT4TDx
nY5n%>8
d==42.4 ^$s~qQQ}B
~PS2[5yo
d==252.5 %H 6ZfEO
WUOPYYW<o
计算齿轮宽度 'r?HL;,q
yOCcp+`T}
B= F+m4
uL2{v
圆整的 XGup,7e9
z&yb_A:>
大齿轮如上图: p$!+2=)gY
DSG +TA"
fM[fS?W
Qc
=lf$
7.传动轴承和传动轴的设计 17[t_T&Ak9
&+r
;>
1. 传动轴承的设计 Px?At5
AYQh=$)(
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 \S@=zII_
P1=2.93KW n1=626.9r/min `::(jW.KO
T1=43.77kn.m KL\=:iWA
⑵. 求作用在齿轮上的力 rxK[CDM,
已知小齿轮的分度圆直径为 [,?A$Z*Z|
d1=42.4 AiHDoV+-
而 F= YHv,Z|.w
F= F T+`GOFx
Va[dZeoy
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N 2d J)4
Pv$"DEXA2
RknSWuFKt
&l}xBQAL
⑶. 初步确定轴的最小直径 WMz|FFKVY
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 zSvHv s
yD
id`ym
`YU:kj<6
]` Gz_e
从动轴的设计 ?j$8Uy$$
UU~;B
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, n)7$xYuH
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M R\=\6( "
⑵. 求作用在齿轮上的力 z8[|LF-dx
已知大齿轮的分度圆直径为 l{SPV8[i
d2=252.5 %1d6j<7
而 F= w
I
7
F= F 2X|jq4
-#z'A
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N P*=3$-`
zSufU2
<y/AEY1
f6A['<%o
⑶. 初步确定轴的最小直径 00x^zu?N
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 !_z>w6uR
{'bkU9+
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 b6M)qt9R
查表,选取 >-WOw
! { aA*E{
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 otVdx&%]
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 ,colGth54
6y!?xot
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
:@'0)7
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 P[K
T
m&c(N
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. tdK^X1
nM}`H'0
D B 轴承代号 i_^NbC
45 85 19 58.8 73.2 7209AC 9uoj3Rh<
45 85 19 60.5 70.2 7209B Gl:T
50 80 16 59.2 70.9 7010C UC$+&&rO
50 80 16 59.2 70.9 7010AC N>\?Aeh
>x0lSL0y
\`5u@Nzx
8ngf(#_{_n
3`8xh9O
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 YQsc(6
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, [`dipLkr
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. q9]L!V9Rv
6MQ:C'8T&=
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. nit7|T@^
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, I"?&X4%e
高速齿轮轮毂长L=50,则 nOzTHg8
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L=16+16+16+8+8=64 4=cq 76
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. nL~
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<OB~60h"
5. 求轴上的载荷 Mc^7FWkw
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, L#bQ`t
查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 8nR,GW\
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传动轴总体设计结构图: -2d&Aq4m)
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(主动轴) NQ=YTRU
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从动轴的载荷分析图: ZeV)/g,w
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6. 校核轴的强度 4f,x@:Jw
根据 L,L7WObA
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tjm@:X
前已选轴材料为45钢,调质处理。 NE"fyX`
查表15-1得[]=60MP G$<0_0GF
〈 [] 此轴合理安全 gvYs<,:
`;@4f|N9
8、校核轴的疲劳强度. INpub5
⑴. 判断危险截面 $S{j}74[
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ="K>yUfcFl
⑵. 截面Ⅶ左侧。 {Wo7=aR
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 rg.if"o
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 xM\ApN~W
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 3}Qh`+Yj]
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 #w6CL
截面上的弯曲应力 :B~c>:
c-d}E!C:
截面上的扭转应力 Xi.?9J`@
== :DJ@HY
轴的材料为45钢。调质处理。 3R {y68-S
由课本得: *Cw2 h
9v0|lS!-
因 gG>>ynn
经插入后得 g (k|"g`*
2.0 =1.31 7/L7L5h<
轴性系数为 T:$_1I $
=0.85 wP*Z/}Uum+
K=1+=1.82 Pa<