机械设计基础课程设计任务书 JjS+'A$A5
1*8;)#%&
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 /Q3>w -h
j+h+Y|4J
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) 'V7LL1K^>
m,Y/ke\
目 录 z&gmaYwq
FY'0?CT$
一 课程设计书 2 KdCrI@^
K[y")ooE<j
二 设计要求 2 ts~VO`
tA#$q;S
三 设计步骤 2 8lV:-"+5
!Axe}RD'
1. 传动装置总体设计方案 3 W p)!G
2. 电动机的选择 4 ipn-HUrE@
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 i%9vZ
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 WRD
z*Zf
5. 设计V带和带轮 6 t,9+G<)>H
6. 齿轮的设计 8 kD#n/RBgf
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
Lw\u{E@
8. 键联接设计 26 b23A&1X
9. 箱体结构的设计 27 ]W?cy
10.润滑密封设计 30 H=BI%Z
11.联轴器设计 30 nG'Yo8I^5
5$=[x!x
四 设计小结 31 Ixn|BCi60A
五 参考资料 32 sg,\!'
Ln#o:" E
一. 课程设计书 5}G_2<G
设计课题: @m5J%8>k
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 TAUl{??,
表一: +DRt2a#
题号 fJ/INL
t5E$u(&+'B
参数 1 &^$@LH3
运输带工作拉力(kN) 1.5 gg`{kN^r.a
运输带工作速度(m/s) 1.1 %d+Fq=<
卷筒直径(mm) 200 Doc zQc-U+
'b.jKkW7
二. 设计要求 Xgx/ubca0
1.减速器装配图一张(A1)。 q(qm3OxYo
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 g}hUCx(
3.设计说明书一份。 \r
IOnZ.WK
l?)>"^
三. 设计步骤 sR/Yv
1. 传动装置总体设计方案 *R+M#l9D`
2. 电动机的选择 ={xRNNUj_
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 _-vlN
4. 计算传动装置的运动和动力参数 y7pBcyWTE=
5. “V”带轮的材料和结构 1vq2`lWpx
6. 齿轮的设计 Ou1kSG|kM
7. 滚动轴承和传动轴的设计 G
T~rr*X
8、校核轴的疲劳强度 Gs~eRcIB
9. 键联接设计 Lz1KDXr`)+
10. 箱体结构设计 +}m`$B}mJ
11. 润滑密封设计 V<WWtu;3
12. 联轴器设计 gR!hN.I
-F/)-s6#!'
1.传动装置总体设计方案: 'ij+MU1
nN&dtjoF
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 $@6q5Iz!&
2. 特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀, #fF5O2E'3
要求轴有较大的刚度。 Mcc%&j
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。 dXDyY
其传动方案如下: N$>Ml!J
2`Bb9&ut>
图一:(传动装置总体设计图) aO$0[-A
)F hbN@3
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 $zOV*O2
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 pzRVX8
传动装置的总效率 d1#lC*.Sg
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; Wg %]
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, Pm P&Qje7
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, z@UH[>^gj
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 r2f%E:-0G
fUvXb>f,
2.电动机的选择 k@fxs]Y_L
I 8i|tQz
电动机所需工作功率为: P=P/η=2300×1.1/0.835=3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n==105r/min, f]10^y5&
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮减速器传动比i=3~6, @8\0@[]
则总传动比合理范围为i=6~24,电动机转速的可选范围为n=i×n=(6~24)×105=630~2520r/min。 yUcU-pQ
b:9"nALgC
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, al Rz@N
,r3`u2)
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 J_+2]X7n
\=RV?mI3?
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 >Ch2Ep
a:P+HU:
q !}~c
方案 电动机型号 额定功率 L|{v kkBo
P I5j|\ /Ht
kw 电动机转速 6GAEQ]
电动机重量 }`Wo(E}O
N 参考价格 xTG5VBv
元 传动装置的传动比 YO.ddy*59
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 KKk<wya&O
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 pbh>RS=ri
b!-=L&V
中心高 9[~.{{Y
外型尺寸 @}^VA9ULK
L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD w[vccARQ
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 BSkmFd(*
nCV7(ldmH
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 EFU)0IAL[
@@3NSKA
(1) 总传动比 [fwk[qFa
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 ?w'03lr%
(2) 分配传动装置传动比 4<<eqxI$|
=× qz)KCEs
式中分别为带传动和减速器的传动比。 uQ
]ZMc
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 ?;w`hA3ei
4.计算传动装置的运动和动力参数 |U'` Sc
(1) 各轴转速 <2O#!bX1
==1440/2.3=626.09r/min hw`pi6
==626.09/5.96=105.05r/min ,ZYPffu<*
(2) 各轴输入功率 <D& Ep
=×=3.05×0.96=2.93kW 1D1kjM^Bo
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW F1}d@^K
7d
则各轴的输出功率: .LM|@OeaD!
=×0.98=2.989kW ]w*` }
=×0.98=2.929kW oG hMO
各轴输入转矩 ,9KnC=_y
=×× N·m m1K4_a)^[
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· Z>/
*q2
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m vytO8m%U
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m L;Yn q<x
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m Ke[`zui@?
=×0.98=242.86N·m .2|(!a9W
运动和动力参数结果如下表 UZ-pN_!Z:
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 3k8nWT:wT
输入 输出 输入 输出 i$.! 8AV6
电动机轴 3.03 20.23 1440 Q`O~ f<a
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 P=P']\`p+
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 .|P
:n'
Rw63{b/
5、“V”带轮的材料和结构 h`v T[u~l
确定V带的截型 #l* w=D?
工况系数 由表6-4 KA=1.2 n%}#e!
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 [Ak0kH>
V带截型 由图6-13 B型 C%%gCPI^y
i}f" 'KW
确定V带轮的直径 0Bkc93
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm `Um-Y'KE
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 7uu\R=$
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm V<}chLd,
Q4L7{^[X
确定中心距及V带基准长度 Q7zpu/5?
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 NTGWI$
360<a<1030 qx0F*EH|
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm SpIiMu(
AYsHA w
初定V带基准长度 g^#,!e
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm =RM]/O9
YoK )fh$
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm l%u8Lq
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm {EVy.F
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 cUw$F{|W
%5n'+- XVj
确定V带的根数 Fl(j,B6Z
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw W%MS,zkAE
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 E2=vLI]
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 !X[7m
带长修正系数 由表6-2 KL=1 L|'B*
#op0|:/N
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 J9J/3O
Q=
ssH[\i
取Z=2 qJ~fEX
V带齿轮各设计参数附表 |WT]s B0Eq
m*lcIa
各传动比 )g^O'e=m
On[yL$?
V带 齿轮 V1Gnr~GM
2.3 5.96 (7$BF~s:,
SUvrOl
2. 各轴转速n D mky!Cp
(r/min) (r/min) g^jTdrW/s
626.09 105.05 CFoR!r:X
L)9Z Op5
3. 各轴输入功率 P `Hu2a]e9
(kw) (kw) nYBa+>3BDf
2.93 2.71 niyxZ<Z
uA t{WDHm
4. 各轴输入转矩 T m G+=0Rn^
(kN·m) (kN·m) NE Zu?g
43.77 242.86 #D ]CuSi
)tS;gn
5. 带轮主要参数 Ef@Et(f_mQ
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) >4+KEK
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 o?IrDQ2gmh
带的根数z )4,U
160 368 708 2232 B 2 f)r6F JLU
t4hc X[
6.齿轮的设计 7y.iXe!P
QTN'yd?WE
(一)齿轮传动的设计计算 bu08`P9
z"Cyjmg"
齿轮材料,热处理及精度 ~Jj~W+h
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 );n/G
(1) 齿轮材料及热处理 Y|tK19
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 W|s";EAM
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 OpK_?XG
② 齿轮精度 :s-9@Yl|
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 5/CF_v
:V_UJ3xf
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 >
+00[T
按齿面接触强度设计 @tJic|)x
":GC}VIS
确定各参数的值: S a}P
|qI
①试选=1.6 {:Kr't<XzF
选取区域系数 Z=2.433 #k)t.P
Q
NBLjBa%eL
则 A<( DYd1H
②计算应力值环数 L9F71bs59
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) XBO(
*6"E
=1.4425×10h +!$`0v
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) Zp9kxm'
③查得:K=0.93 K=0.96 2. {/ls
④齿轮的疲劳强度极限 Ap4.c8f?Q-
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: f"zmN G'
[]==0.93×550=511.5 k*Aee7
K%Bz6 ~
[]==0.96×450=432 ovDPnf(
许用接触应力 Y4_xV&
<z>oY2%
⑤查课本表3-5得: =189.8MP ZNL+w4
=1 (Fq:G) $
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 m^,VEV>
=4.47×10N.m aeAx0yE[p
3.设计计算 wkV'']= Xg
①小齿轮的分度圆直径d @g]EY&Uzl
yO*
=46.42 9QL%q;
#
②计算圆周速度 k1s5cg=n(
1.52 nb6Y/`G
③计算齿宽b和模数 ?ks.M'@
计算齿宽b n+i=Ff
b==46.42mm &
d$X:
计算摸数m D_)/.m
初选螺旋角=14 UP%6s:>:
= jp^Sw|
④计算齿宽与高之比 {Qn{w%!|
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 !]RSG^%s{
=46.42/4.5 =10.32
;Me*#/
⑤计算纵向重合度 7q5*grm
=0.318=1.903 _+(@?
⑥计算载荷系数K gx?r8
使用系数=1 $em'H,*b3
根据,7级精度, 查课本得 N]6t)Zv
动载系数K=1.07, ?)(-_N&T
查课本K的计算公式: \k{[HfVvn
K= +0.23×10×b D{[{ &1\)r
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 Re
%dNxJ=
查课本得: K=1.35 M]/DKo
查课本得: K==1.2 a(D=ZKbVU
故载荷系数: o
P;6i
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 nAAv42j[
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 >}W[>WReI
d=d=50.64 cUdS{K&K
⑧计算模数 sf# px|~9
= E-FR
w
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 -5ZmIlL.S
由弯曲强度的设计公式 CyW|k
Dz
≥ =6"5kz10
HEIg_6sb
⑴ 确定公式内各计算数值 P".IW.^kk~
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m pe\Nwq
确定齿数z QCE7VV1Rw
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 gq/Za/!6
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 1?1Bz?EKF*
Δi=0.032%5%,允许 ws^Ne30 R
② 计算当量齿数 =WBfaxL}
z=z/cos=24/ cos14=26.27 ( }Bb=~
z=z/cos=144/ cos14=158 jlFlhj:/I
③ 初选齿宽系数 u*rP8GuS
按对称布置,由表查得=1 w`V6vYd@
④ 初选螺旋角 fb>$p_s]
初定螺旋角 =14 fwV2b<[
⑤ 载荷系数K _vDmiIn6K
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 lG%697P
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y |%mZ|,[
查得: TjYHoL5
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 tp>YsQy]8
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 aekke//y
wWiYxBeN
⑦ 重合度系数Y 4OpzGZ4+
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 {\P%J:s#9
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 &tvp)B?cWk
=14.07609 ck5cO-1>6
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 /lu|FWbEw
⑧ 螺旋角系数Y 7bihP@I!
轴向重合度 =1.675, vc&+qI+I3
Y=1-=0.82 f17E2^(I(}
}$'_%,
⑨ 计算大小齿轮的 *Q/^ib9=
安全系数由表查得S=1.25 {7z]+ h
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 J:Qx5;b;
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 d(d<@cB9
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 VN!nef
查课本得到弯曲疲劳强度极限 X.k8w\~
小齿轮 大齿轮 >(S)aug$1
10*Tk 8
查课本得弯曲疲劳寿命系数: fe98Y-e
K=0.86 K=0.93
h-?yed*?
jYRSV7d
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 %HoD)OJe
[]= e'G=.:
[]= A@)Q-V8*9s
iC=>wrqY>
n9}BT^4 v
大齿轮的数值大.选用. i#t-p\Tcz
x]x 3iFD
⑵ 设计计算 /}8Au$nA
计算模数 Sq ]gU
>RkaFcq
1J"I.
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: cr{yy :D
sIgTSdk
z==24.57 取z=25 dR1IndZl
=-fM2oiI:
那么z=5.96×25=149 f(D'qV T{
%bN{FKNN
② 几何尺寸计算 BoYY^ih
计算中心距 a===147.2 L,y
q=%h|
将中心距圆整为110 'kt6%d2
[1P_^.Htr
按圆整后的中心距修正螺旋角 XNJZ~Mowb
O0L]xr
=arccos Qr$
7 U6p
&kmaKc
因值改变不多,故参数,,等不必修正. x,25ROaHY
~^Cx->l
计算大.小齿轮的分度圆直径 bXF8V
Kgr<OL}V J
d==42.4 @i>)x*I#AI
?96r7C|
d==252.5 oOpEpQ}}q
(l{8Ixs
计算齿轮宽度 HJ7A/XW
#&Tm%CvB
B= v9:J 55x
QjY}$
圆整的 Sc>mw
%"Um8`]FVg
大齿轮如上图: a~0 ~Y y
l%"DeRp,/
Z%3CmKdeF
@u9L+*F
7.传动轴承和传动轴的设计 -J+1V{
6)uBUM;i
1. 传动轴承的设计 L?N&kzA
`D[O\ VE
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 *mp:#'
P1=2.93KW n1=626.9r/min F8-GnTxa
T1=43.77kn.m JT0j2_*Rr
⑵. 求作用在齿轮上的力 }? / Blr
已知小齿轮的分度圆直径为 >2{Y5__+e
d1=42.4 zFm`e:td
而 F= #ay/VlD@
F= F O^8ZnN_+
^t4^gcoZ4Z
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N #U`AK9rP_g
:KO&j"[
V*\hGNV
V0,JTWc
⑶. 初步确定轴的最小直径 .4%z$(+6
先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 D}y W:Pi'
tJ;qZyy(
>B0AJW/u
(2H
GV+Dg
从动轴的设计 hO8xH +;
yk?bz
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, CjpGo}a/
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M N~$>| gn
⑵. 求作用在齿轮上的力 ik(YJw'i7E
已知大齿轮的分度圆直径为 d9S/_iCI
d2=252.5 (7G4 v
而 F= A|f6H6UUx
F= F )]C]K B
b:F;6X0~Hl
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N )^o.H~Pv
GO"|^W
Uyb0iQ-,s
`qs,V
⑶. 初步确定轴的最小直径 SDC|>e9i
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 ;9z|rWsF
<Tgy$Hm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 J "I,]
查表,选取 >b2!&dm
`r1}:`.m,
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 gP
QOv
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 vz4(
k/
>M2~p&Si
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 BQPmo1B
为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 ;"Gy5
~7ZZb*].(
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. N0w?c 5>
%9>w|%+;U+
D B 轴承代号 z<5 5[~3
45 85 19 58.8 73.2 7209AC [M[#f&=Z
45 85 19 60.5 70.2 7209B .S|7$_9;b
50 80 16 59.2 70.9 7010C o C|oh
50 80 16 59.2 70.9 7010AC _:9}RT?
ly`
A,dh
;VKWY
[Kc ?<3W
(y]Z *p:EW
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 s_y8+BJaV
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, htbE
Q NW
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. fPD.np}
X,w X)9]J
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. W_M#Gi/AL
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, 0V3dc+t)O
高速齿轮轮毂长L=50,则 aH."|
*.
9~W]D!m,
L=16+16+16+8+8=64 ^ l#6Es
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. Kb+SssF
A*DN/lG
5. 求轴上的载荷 O;RBK&P
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, HU>>\t?d
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. j2,sI4
bss2<mqlH
5c::U=
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$(D>v!dp
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传动轴总体设计结构图: nlB'@r
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(主动轴) /lECgu*#69
3]vVuQK .
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[_t FM
从动轴的载荷分析图: ~B{08%|oK
m?Y-1!E0
6. 校核轴的强度 e;XRH<LhAU
根据 3H!]X M
== P+f}r^4}
前已选轴材料为45钢,调质处理。 "mBM<rEn*
查表15-1得[]=60MP fCUx93,>z
〈 [] 此轴合理安全 wY ItG"+6
+&7V@
8、校核轴的疲劳强度. [w<_Wj
⑴. 判断危险截面 [z!m
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. WS[Z[O
⑵. 截面Ⅶ左侧。 X8m-5(uW
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 [4#HuO@h
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 &UH0Tw4
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 me2vR#
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 @@*x/"GJG
截面上的弯曲应力 w` +,
VX&g[5zr
截面上的扭转应力 .pPuBJL]<
== 3?j:M]fR
轴的材料为45钢。调质处理。 z&H.fs L
由课本得: !IR
cv
a
Zocuc"j
因 2
)o2d^^
经插入后得 wA$?e}
2.0 =1.31 @cIYS%iZ
轴性系数为 kAp#6->(q
=0.85 .b_ppieNY
K=1+=1.82 YZfi-35@g
K=1+(-1)=1.26 5xr>B7MRM?
所以 gnZ#86sO
&v0]{)PO
综合系数为: K=2.8 g8E5"jpXx3
K=1.62 pBe1:
碳钢的特性系数 取0.1 NpGi3>5
取0.05 qery|0W
安全系数 N<SW
$ o
S=25.13 >[wxZ5))
S13.71 !x-__[#
≥S=1.5 所以它是安全的 =_=%1rI~
截面Ⅳ右侧 Mhn1-ma:
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 .BJoY
<P*
yHE\Q
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 07>m*1G
">=E p+ix
截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560 c*\i%I#f2
9j^rFG!n
截面Ⅳ上的扭矩为 =295 #m{(aa9;
截面上的弯曲应力 ^|oI^"IQ=
截面上的扭转应力 @nwVl8
==K= #f(tzPD
K= ;/V])4=
所以 e%pohHI
综合系数为: V?yQm4
K=2.8 K=1.62 DXD+,y\=
碳钢的特性系数 ,k_ b-/
取0.1 取0.05 ;g8v7>p
安全系数 *\#<2 QAe
S=25.13 [L-wAk:Fb
S13.71 &b