机械设计基础课程设计任务书 Vkd_&z7
*)I^+zN
课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 7IkEud
UWS 91GN@
专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) |r?0!;bN0
s6(md<r
目 录 F1B/cd
@2d9
7.X
一 课程设计书 2 C2=PGq
k{b|w')
二 设计要求 2 +%KkzdS'
h)j#?\KYm9
三 设计步骤 2 aK|
99By.+~pX
1. 传动装置总体设计方案 3 ]GCw3r(!
2. 电动机的选择 4 YDYNAOThnb
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 n_LK8
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 G?\eO&QG{"
5. 设计V带和带轮 6 +t&)Z
6. 齿轮的设计 8 ,3MHZPJ?k]
7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 3$:F/H
8. 键联接设计 26 DKem;_6OQ
9. 箱体结构的设计 27 wxj}k7_(`A
10.润滑密封设计 30 DrAIQ7Jd
11.联轴器设计 30 "-MB U
mJ5%+.V
四 设计小结 31 q(hBqU W
五 参考资料 32 T\6,@7
hgE:2@
一. 课程设计书 )8}k.t>'s
设计课题: &?5)Jis:
设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V ya^8mp-
表一: fGs\R]
题号 0]MD?6-
yENAc sv
参数 1 7
<]YK`a2d
运输带工作拉力(kN) 1.5 uW/>c$*)
运输带工作速度(m/s) 1.1 :)B1|1
卷筒直径(mm) 200 xt"-Jmox
=ONM#DxH
二. 设计要求 S# baOO
1.减速器装配图一张(A1)。 ~OxFgKn23&
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 S*J\YcqSC
3.设计说明书一份。 8Exky^OT|
q{b-2k
三. 设计步骤 !T
,=kh
1. 传动装置总体设计方案 _:5t~29
2. 电动机的选择 es%py~m)
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 g=qaq
4. 计算传动装置的运动和动力参数 ;XjXv'
5. “V”带轮的材料和结构 #;@I.
6. 齿轮的设计 h>cjRH?e
7. 滚动轴承和传动轴的设计 a&)!zhVP
8、校核轴的疲劳强度 }opMf6`w
9. 键联接设计 ?P>4H0@I+
10. 箱体结构设计 2P@6Qe
?
11. 润滑密封设计 \b!E"I_^
12. 联轴器设计 9h)8Mq+M
E?KPez
1.传动装置总体设计方案: .Z"`:4O
c9CFGo?)N
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 CRNi*u
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, hDZyFRg
要求轴有较大的刚度。 5M5vxJ)Lh
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。 Y TY(Et1i
其传动方案如下: ,`YBTU
P7bb2"_9
图一:(传动装置总体设计图) pBv,,d`
T9]0/>
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 afD {w*[8
选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 jAy2C&aP
传动装置的总效率 "XLtrAu{
η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; >b5 ;I1o=y
为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, :?FHqfN?_
η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, +c
C.
ZOS
为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 Pi9?l>
/cUu]#h
2.电动机的选择 BYhiP/^
JhTr{8{
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, xaoR\H
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, k\j_hu
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。 'wMvO{}$
Zby3.=.e
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, O`GF|
&HAu;u@
选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 Y`4 LMK[]
7l=Tl[n
额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 -Eq[J k
4E2/?3D
fR {_P
方案 电动机型号 额定功率 |pG0 .p4
P " Y^9g/
kw 电动机转速 YX)Rs
Vf
电动机重量 ElDeXLr'
N 参考价格 w{2CV\^>5
元 传动装置的传动比 PUZcb+%]h
同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 )X|)X,~+-
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 $@]
xi
"$o>_+U
中心高 w4}Q6_0v
外型尺寸 N!wuBRWR
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 B9$f y).Gp
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 xfI0P0+
rWDD$4y
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 *l"CIG'
4cPZGZ{U
(1) 总传动比 LW.j)wB]
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为=n/n=1440/105=13.7 4pQf*l8e
(2) 分配传动装置传动比 Ok{1{EmP
=× EQd<!)HZ
式中分别为带传动和减速器的传动比。 Yo'Y-h#
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取=2.3,则减速器传动比为==13.7/2.3=5.96 aT}Hc5L,b
4.计算传动装置的运动和动力参数 Cc%{e9e*
(1) 各轴转速 @n.n[zb\|
==1440/2.3=626.09r/min 9\WtcLx
==626.09/5.96=105.05r/min eiyr^Sch.
(2) 各轴输入功率 Z2})n
-
=×=3.05×0.96=2.93kW -vT{D$&1
=×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW :#?_4D!r
则各轴的输出功率: W}3%BWn
=×0.98=2.989kW iDl#foXa`
=×0.98=2.929kW b)e;Q5Z(.
各轴输入转矩 }+pwSjsno
=×× N·m x0ipk}
电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· /^k%sG@?
所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ?a% F3B
=×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m 8IxIW0
输出转矩:=×0.98=43.77 N·m z~~pH9=c2
=×0.98=242.86N·m "9QZX[J|*
运动和动力参数结果如下表 w{xa@Q]t-
轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 8 M,@Mbn
输入 输出 输入 输出 0,0Z!-Y
电动机轴 3.03 20.23 1440 UQ;2g\([
1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 fpC":EX@r
2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 PlS)Zv3
00dY?d{[D
5、“V”带轮的材料和结构
3F!)7
确定V带的截型 h%W,O,K/
工况系数 由表6-4 KA=1.2 kBrA ?
设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 fmQif]J;;
V带截型 由图6-13 B型 )8#-IXxp
_a& Z$2O
确定V带轮的直径 sZr \mQ~
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm X`WS&!C<
验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s >4kQ9lXL
大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm V59!}kel1%
$t}W,?
确定中心距及V带基准长度 L?j<KW
初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 oi,KA
360<a<1030 u pUJF`3
要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm j
nSZ@u
V?"U)Y@Y
初定V带基准长度 WoGnJ0N q
Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm ?Sa,n^b*H
y }R2ZO
V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm wXqwb|2
传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm Vjt7X"_/
小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 xZ`vcS(
ip}%Y6Wj
确定V带的根数 ILH[q>
单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw 3gVU#T[[
额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 j?]+~
包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 u?MhK#Mr
带长修正系数 由表6-2 KL=1 GBRiU&D
o&@ y^<UQ
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 VWK/(>TP
F}meKc?a
取Z=2 qM26:kB{
V带齿轮各设计参数附表 : fYfXm
,P`G IGvkA
各传动比 4xal m
;R2A>f~
V带 齿轮 ?f'`b<o
2.3 5.96 DA>nYj-s
R[v<mo[s
2. 各轴转速n mrG?5.7W
(r/min) (r/min) a`^$xOK,
626.09 105.05 ^/%Y]d$
,%xat`d3,3
3. 各轴输入功率 P J>#yA0QD2
(kw) (kw) PyHL`PZZ
2.93 2.71 }93FWo.
u^E0u^
4. 各轴输入转矩 T ,Fkq/h
(kN·m) (kN·m) Ph.RWy")
43.77 242.86 h,BPf5\S
h@ ZC{B
5. 带轮主要参数 t!J>853
小轮直径(mm) 大轮直径(mm) DaHbOs_<
中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 :PY8)39@K
带的根数z b3%a4Gg&
160 368 708 2232 B 2 ebCS4&c
pG)dF@
6.齿轮的设计 k$J!,!q
tq'hiS(b
(一)齿轮传动的设计计算 []
"bn9
+
s Iaehe'B
齿轮材料,热处理及精度 T>#~.4A0
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 *,O3@,+>H
(1) 齿轮材料及热处理 <GQ=PrT|/
① 材料:高速级小齿轮选用钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24 iS.gN&\z^
高速级大齿轮选用钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144 4K`b?{){+a
② 齿轮精度 MwSfuP
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 f8r7SFwUv
`<<9A\Y-f
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 +=|%9%
按齿面接触强度设计 AOcUr)
Lp|n)29+du
确定各参数的值: oVbs^sbRH
①试选=1.6 &1yErGXC
选取区域系数 Z=2.433 ..'"kX:5
T5T[$%]6
则 :ntAU2)H
②计算应力值环数 \k=%G_W
N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 0
.T5%
_/
=1.4425×10h LqJV
N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) 0Db=/sJ>
③查得:K=0.93 K=0.96 wEI?
9
④齿轮的疲劳强度极限 FdEUZ[IT`{
取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: O6b+eS
[]==0.93×550=511.5 Y@MxKK uj
?-`&YfF
[]==0.96×450=432 ze5#6Vzd&
许用接触应力 a;~< iB;3"
b~)2`l
⑤查课本表3-5得: =189.8MP Ks(l :oUB
=1 yn(bW\
T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 [GI2%uA0
=4.47×10N.m 0xCe6{86
3.设计计算 TEj"G7]1$A
①小齿轮的分度圆直径d T4ugG?B*
@/$i
-?E
=46.42 L %ifl:K
②计算圆周速度 `}$bJCSF.n
1.52 aAn p7\7
③计算齿宽b和模数 Z:x`][vg
计算齿宽b x6Gl|e[jv
b==46.42mm `0q=Z],
计算摸数m hV)
`e"r\s
初选螺旋角=14 tBl(E
= z?|bs?HKS
④计算齿宽与高之比 )g3c-W=
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 P (Y\l
=46.42/4.5 =10.32 s+&0Z3+
⑤计算纵向重合度 /"~UGn]R
=0.318=1.903 t pxk8Ys
⑥计算载荷系数K .VUnOdI
使用系数=1 S-7 C'dc
根据,7级精度, 查课本得 9p^gF2?k
动载系数K=1.07, D,=#SBJ :Z
查课本K的计算公式: % hH> %
K= +0.23×10×b `@:TS)6X0
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 M&9urOa`
查课本得: K=1.35 wPcEvGBN=
查课本得: K==1.2 q68m*1?y
故载荷系数: }&6:0l$4!
K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 %AWc`D
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ~>~qA0m"m
d=d=50.64 em- <V5fb
⑧计算模数 :LdPqFXj
= #!#s7^%K&
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 "*MF=VB1
由弯曲强度的设计公式 &Ll&A@yU
≥ #ZnNJ\6
SdnO#J}{
⑴ 确定公式内各计算数值 0B}2~}#
① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m }*qj,8-9
确定齿数z IAe/)
因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 G!%8DX5
传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 C'Y2kb
Δi=0.032%5%,允许 !<~cjgdx
② 计算当量齿数 C[#C/@
z=z/cos=24/ cos14=26.27 ]0|A\bE\S
z=z/cos=144/ cos14=158 ),xD5~_=q
③ 初选齿宽系数 '^$+G0jv
按对称布置,由表查得=1 E8p,l>6(f
④ 初选螺旋角 V s=o@
初定螺旋角 =14 /s=veiH
⑤ 载荷系数K v#X#F9C
K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 5)h fI7{d
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y @tD (<*f+
查得: k{UeY[,jb
齿形系数Y=2.592 Y=2.211 x#R6Ez7
应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 _./s[{ek
L<Z,@q`
⑦ 重合度系数Y Jo~fri([%Q
端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 ev_' .t'
=arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 S)4p'cUwq
=14.07609 _z 5W*..
因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 T5.^
w
⑧ 螺旋角系数Y K1]3zLnS
轴向重合度 =1.675, &%t&[Se_~
Y=1-=0.82 3Z&!zSK^
MHye!T6fO\
⑨ 计算大小齿轮的 u3pFH(
安全系数由表查得S=1.25 IvI..#EzG
工作寿命两班制,8年,每年工作300天 %:;g|PC
小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 !H9^j6|
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 $b53~
查课本得到弯曲疲劳强度极限 >'.: Acn
小齿轮 大齿轮 Q {BA`Q@V
kY{$[+-jR
查课本得弯曲疲劳寿命系数: #k`gm)|
K=0.86 K=0.93 F qgs
S
oDi+\0
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ZKpJc'h
[]= ?#z<<FR
[]= M'|p<SO]
HiH<'m"\.
w&Gc#-B
大齿轮的数值大.选用. u*,>$(-u
$&KkZ
⑵ 设计计算 \[^!
ys
计算模数 N#t`ZC&m'
s;*
UP
{P_7AM
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: yTZo4c"
n^O!93a
z==24.57 取z=25 zR]!g|;f
W\;|mEEu
那么z=5.96×25=149 #(i
pF
a'dlAda
② 几何尺寸计算 #Nco|v
计算中心距 a===147.2 gTU5r4xm~
将中心距圆整为110 z0SF2L H
uZ\+{j=
按圆整后的中心距修正螺旋角 e3~{l~Rb
32%Fdz1S
=arccos Qr4 D
&);P|v`8
因值改变不多,故参数,,等不必修正. NVsaV;u
u'>94Gm}
计算大.小齿轮的分度圆直径 5r~jo7
!jSgpIp
d==42.4 6pbCQ
q
@DY"~ccH
d==252.5 1
ptyiy
[(5.?
计算齿轮宽度 0< vJ*z|_
A1,q3<<D%
B= 5Pn.c!
+jF2{"
圆整的 *KY:U&*
J@6j^U
大齿轮如上图: LbRQjwc]W
:Q]"dbY^
%!(C?k!\
?6`B;_m
7.传动轴承和传动轴的设计 m;MJ{"@A'
18QqZ,t
1. 传动轴承的设计 CEc(2q+%i
F@f4-NR>
⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 6kdbbGO-
P1=2.93KW n1=626.9r/min s-PS]l@
T1=43.77kn.m 'Kbrz
⑵. 求作用在齿轮上的力 L/C~l3
已知小齿轮的分度圆直径为 4R\jZ@D
d1=42.4 CW?Z\
而 F= K.Y`/<
F= F W&%,XwkQ
aK@
Y) Ju'
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N Z_m<x!
!3Pmjip
'o#oRK{#
p'2IlQ\
⑶. 初步确定轴的最小直径 jga \Ry=nw
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 Bps%>P~.
mY4pvpZw8
v
x/YWZ
z06,$OYz
从动轴的设计 _OuNX.yrG
m x |V)
求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, 86Q3d%;-yo
P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M @=dv[P"jn
⑵. 求作用在齿轮上的力 p8%qU>~+4
已知大齿轮的分度圆直径为 Y'iyfnk
d2=252.5 6{1=3.CL
而 F= O=RS</01!
F= F D^US2B
9 $$uk'}w!
F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N f?)7MR=
Fw\Z[nh
cVL|kYVWT
QDQ"Sc06
⑶. 初步确定轴的最小直径 Qa )+Tv
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 f/#Id]B
?1JY6v]h4
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 :1j8!R5
查表,选取 Nyy&'\`!
U,EoCAm>
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 {&IB[Y6
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 #[{{&sN
ya8p
4N{_
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 aM;SE9/U
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 。 iv *$!\Cd
@NRN#~S,_]
初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. <7\j\`
Nbd4>M<
D B 轴承代号 )
bI.K[0^
45 85 19 58.8 73.2 7209AC D0FX"BY7
45 85 19 60.5 70.2 7209B :.e'?a
50 80 16 59.2 70.9 7010C &`l\Q\_[@
50 80 16 59.2 70.9 7010AC uv/\1N;V3
znsQ/[
nwKp8mfP
[q2:d^_FA
uNyN[U
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 : x&R'wX-
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, t2(X
③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. <WZ{<'ajI
&<98nT
④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. "@eGgQ
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16, <@;}q^`
高速齿轮轮毂长L=50,则 vF$(
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L=16+16+16+8+8=64 ;um)JCXz
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. rwLKY.J]
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5. 求轴上的载荷 );d 07\V
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, agx8 *x
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. IAH"vHM
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传动轴总体设计结构图: ~ps,U
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(主动轴) ;Yee0O!d4
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从动轴的载荷分析图: $vu*# .w
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6. 校核轴的强度 9-T<gYl
根据 T&'Jc
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前已选轴材料为45钢,调质处理。 Qf( A
查表15-1得[]=60MP ej-A=avd
〈 [] 此轴合理安全 EN2t}rua
Pjs=n7
8、校核轴的疲劳强度. N=\zx^w,
⑴. 判断危险截面
b M1\z
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小,因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. F9o7=5WAb
⑵. 截面Ⅶ左侧。 C~pas~
抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 dB_0B.
抗扭系数 =0.2=0.2=25000 fG'~@'P~
截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 5K1cPU~o_b
截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 rgVRF44X{
截面上的弯曲应力 H\QkU`b
{nwoJ'-V
截面上的扭转应力 H7tviSTd
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轴的材料为45钢。调质处理。 /X_L>or
由课本得: pZ>yBY?R8>
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因 \+V"JIStUj
经插入后得 }8 z:L<
2.0 =1.31 5=C?,1F$A
轴性系数为 9s"st\u
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=0.85 )K{ s^]Jp
K=1+=1.82 m*]`/:/X[
K=1+(-1)=1.26 ^ 4<