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2009-01-12 21:46 |
单级斜齿轮减速箱设计说明书
机械设计基础课程设计任务书 T% J;~| C=L_@{^Rgb 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 INZycNqm, "2HSb5b"` 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) +9db1:
UD6D![e 目 录 42mi 7%f ;=piJ%k 一 课程设计书 2 "X~ayn'@w, .RocENO0 二 设计要求 2 EMME?OW$ sr%tEKba) 三 设计步骤 2 p#HbN#^Hy "5*n(S{ks 1. 传动装置总体设计方案 3 pE(\q+1< 2. 电动机的选择 4 'vKB]/e; 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 '
O1X+ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 Q*|O9vu'D 5. 设计V带和带轮 6 ~_v?M%5i 6. 齿轮的设计 8 }Th":sin}, 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 Zp~2WJQ 8. 键联接设计 26 9 ![oJ3 9. 箱体结构的设计 27 nHxos`Qx 10.润滑密封设计 30 gIv :<EJ9 11.联轴器设计 30 UO(B>Abp 5qo^SiB. 四 设计小结 31 5m2(7FC%su 五 参考资料 32 No8 ~~ 6F PGQ0q 一. 课程设计书 UBoN}iR 设计课题: 9An_zrJ%i 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 WS6pm6@A*! 表一: MI o5Y`T 题号 @@$=MSN g`~c|bx 参数 1 Qp8.D4^@3 运输带工作拉力(kN) 1.5 yU"lW{H@ 运输带工作速度(m/s) 1.1 j3 d=O! 卷筒直径(mm) 200 M,1Yce%+} 2Wz/s 0` 二. 设计要求 R:SFj!W1 1.减速器装配图一张(A1)。 #W`>vd} 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 `F<)6fk 3.设计说明书一份。 ;EstUs3 pVe@HJy6G 三. 设计步骤 )%p.v P'p 1. 传动装置总体设计方案 L12m ; 2. 电动机的选择 J0xOB;rd 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
}Y\Ayl 4. 计算传动装置的运动和动力参数 t6p}LNm(V 5. “V”带轮的材料和结构 U1(<1eTyu 6. 齿轮的设计 hY=#_r8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 -DDH)VO 8、校核轴的疲劳强度 9u<4Q_I` 9. 键联接设计 &$uQ$]&H 10. 箱体结构设计 VQE8hQ37 11. 润滑密封设计 a.)Gd]}g 12. 联轴器设计 t{t*.{w %v=z|d5-3 1.传动装置总体设计方案: sxM0c c]jK
Y< 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 n,sl|hv2U 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, yv| |:wZC 要求轴有较大的刚度。 h,B ]5Of 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。 Z\8TpwD2 其传动方案如下: +jD?h-] _U)BOE0o 图一:(传动装置总体设计图) m}w~ d / c"R`7P 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 Z#.J>_u
) 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 prE~GO7Z 传动装置的总效率 VD+TJ` r η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; 8v)pPJr 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, yiyyw,iy η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ^sIxR*C[v 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 O--
"\4 |T7 < ! 2.电动机的选择 n[4F\I> -;=0dfC( 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, $h1`-=\7 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, {U8Sl. 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。 Unev[! }.O,P'k 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, 4$9WJ~V{ z7'3d7r? 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 fk-zT 1<a+91*=e 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 UO^"<0u qPsf`nI7 @czNiWU"4; 方案 电动机型号 额定功率 HNN,1MN P ^n#6CW*n kw 电动机转速 )70-q yA 电动机重量 HJ[@;F|aU N 参考价格 0g% `L_e_ 元 传动装置的传动比 u 0KVp6` 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 6QVdnXoG/ 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 nQ >?{" M\zM-B 中心高 4:<74B 外型尺寸 yVd}1bX L×(AC/2+AD)×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD 1HYrJb,d 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 G3]TbU!!T O#}T.5t 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 dWV.5cViP FbB^$ ]* (1) 总传动比 l;^Id#N 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 fT1/@ (2) 分配传动装置传动比 K#q1/2 =× ihjs%5Jo% 式中分别为带传动和减速器的传动比。 &rs+x< 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 t.|b285e 4.计算传动装置的运动和动力参数 \zioIfHm (1) 各轴转速 b^b@W^\hn ==1440/2.3=626.09r/min #DjSS.iW ==626.09/5.96=105.05r/min %>^CD_[eO (2) 各轴输入功率 u*:B 9E =×=3.05×0.96=2.93kW GZ.Xx =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW ~/LO @ 则各轴的输出功率: `l+{jrRb< =×0.98=2.989kW 0LX;Vvo =×0.98=2.929kW m' D_zb9+ 各轴输入转矩 Dizc#!IGU =×× N·m BUR96YN. 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· %D|p7& 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m uCGJe1!Ai> =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m \FOoIY!.x 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m Sx{vZS3 =×0.98=242.86N·m 9UlR fl 运动和动力参数结果如下表 SSH ))zJ 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 6qfL-( G 输入 输出 输入 输出 V<&x+?>S 电动机轴 3.03 20.23 1440 Ce 3{KGBw 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 *@6,Sr)_ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 f5p>oXo4b :^~I@)"ov 5、“V”带轮的材料和结构 K,f*}1$qM 确定V带的截型 aH7i$U& 工况系数 由表6-4 KA=1.2 R5PXX&Q 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 B->3/dp2c' V带截型 由图6-13 B型 z|,YO6(L z8v] Kt & 确定V带轮的直径 g\]2?vY. 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm -1'O 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s >2Z0XEe 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm 9eOP:/'}w ~*aPeJ 确定中心距及V带基准长度 O |45r 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 f.Wip)g 360<a<1030 kpT>xS^6< 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm 88%7 45g:q 初定V带基准长度 7K"{}: Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm @~t^zI1 ZBw]H'sT V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm (9g L 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm qfJi[8". 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 9g%1^$R aMaICM 确定V带的根数 ]B8`b 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw z?T;2/_7 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
AT@m_d 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 $;GH
-+ 带长修正系数 由表6-2 KL=1 |qUi9#NUo u@ MUcW V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 T!![7Rs 7 'T3Wc 取Z=2 DxuT23.
( V带齿轮各设计参数附表 Uk@du7P1k >4 n\ 各传动比 BQ8vg8e]B (<bYoWrK# V带 齿轮 ].AAHu5 2.3 5.96 5"~F#vt zG
IxmJ. 2. 各轴转速n ZLP)i;Az (r/min) (r/min) b'x26wT? 626.09 105.05 Oy(fh%k# 3C[#_&_l 3. 各轴输入功率 P qr$h51C& (kw) (kw) l\f
/(&, 2.93 2.71 oRDqN] &A/k{(.XP 4. 各轴输入转矩 T mVaWbR@HS (kN·m) (kN·m) bC a%$ 43.77 242.86 P8&BtA :mYVHLmea 5. 带轮主要参数 w.7pD 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) '{>R-}o[3 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 !841/TR b 带的根数z ?/@U#Qy 160 368 708 2232 B 2 MUQj7.rNa Jy^.L$bt 6.齿轮的设计 >O;V[H2[ LyR bD$m (一)齿轮传动的设计计算 ;!~&-I0l pY~/<lzW 齿轮材料,热处理及精度 0Dt-!Q7 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 _^%DfMP3i\ (1) 齿轮材料及热处理 OrC}WMhd 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 MpNgp)%> 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
R$|"eb5 ② 齿轮精度 @PL.7FM<v 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 &~Hx!]uc * :kMv;9 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 FF5|qCV/z 按齿面接触强度设计 VY#nSF`
;2y4^ 确定各参数的值: V|3^H^\5P ①试选=1.6 .QvH7 选取区域系数 Z=2.433 ;% <[*T:*'
M*gbA5 则 ;T\+TZ tI ②计算应力值环数 zG*
>g N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) 73p7]Uo =1.4425×10h #c%FpR4 N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) fxQ4kiI ③查得:K=0.93 K=0.96 *)Us
④齿轮的疲劳强度极限 YB}m1g` 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: 0$g;O5y"i []==0.93×550=511.5 # 4&t09 ,f@\Fs~n []==0.96×450=432 p![UO I"W 许用接触应力 (Q?@LzCjy dW5@Z-9 ⑤查课本表3-5得: =189.8MP /lS5B6NU =1 elGwS\sw T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 : Tcvj5 =4.47×10N.m 0FcG;i+ 3.设计计算 L$z(&%Nx ①小齿轮的分度圆直径d 3\ {?L koa-sy )#L =46.42 5W!#,jz ②计算圆周速度 (fun,(R6" 1.52 XiMd|D ③计算齿宽b和模数 tMiy`CPh 计算齿宽b ]iYO}JuX b==46.42mm QJy1j~9x 计算摸数m Bra}HjHO 初选螺旋角=14 AM0CIRX$ = 9RPZj>ezjA ④计算齿宽与高之比 %"Ia]0 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 &+]-e;[ =46.42/4.5 =10.32 =D&XE*qkZ ⑤计算纵向重合度 %-KgR =0.318=1.903 %x-`Y[ ⑥计算载荷系数K Ea)=K'Pz 使用系数=1 Ih HKRb[ 根据,7级精度, 查课本得 6rMXv0) 动载系数K=1.07, M%YxhuT0 查课本K的计算公式: u]*f^/6Q K= +0.23×10×b f hjlt# =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 N9#5 P! 查课本得: K=1.35 /Un\P 查课本得: K==1.2
8'ut[ 故载荷系数: .L~
NX/V K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 y(wb?86#W5 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 TbD
$lx3> d=d=50.64 QM24cm
T ⑧计算模数 BJt]k7ku+ = NY6;\ 7!n
4. 齿根弯曲疲劳强度设计 t$&'mJ_-w 由弯曲强度的设计公式 {DD #&B ≥ j>?`N^ &
}7+.^ ⑴ 确定公式内各计算数值 {%\@Z-9%q, ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m eH V#Mey[ 确定齿数z >0UY,2d 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 l{gR6U{e 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 dT{GB!jz Δi=0.032%5%,允许 ^#t6/fY.# ② 计算当量齿数 |\Q2L;4C z=z/cos=24/ cos14=26.27 0RjFa;j z=z/cos=144/ cos14=158 TBIr^n>Z<k ③ 初选齿宽系数 DX^8w?t 按对称布置,由表查得=1 -,+~W#n ④ 初选螺旋角 ;jJ4H+8 初定螺旋角 =14 0 ;].q*|# ⑤ 载荷系数K h1)ny1; K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 au]W*;x ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y azzG 查得: CkRilS< 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 v
8EI 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 +k
h
Tl: 29l bOi ⑦ 重合度系数Y ^E_chx-e} 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 _f~$iY =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 v cUGBGX_& =14.07609 86e aX+F 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 +s6v!({Z ⑧ 螺旋角系数Y uzI-1@` 轴向重合度 =1.675, AV4fN@BX Y=1-=0.82 VN0KK
1I jZQ{XMF ⑨ 计算大小齿轮的 If]rg+|U 安全系数由表查得S=1.25 e _(';Lk 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 Qp7F3,/# 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 gi>W&6 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 0Y'ow=8M 查课本得到弯曲疲劳强度极限 P @J)S ? 小齿轮 大齿轮
}ikN s)?GscPG! 查课本得弯曲疲劳寿命系数: OnU-FX< K=0.86 K=0.93 ;n.h !wmJ} F2MC) 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 WFzM s []= &grvlK []= >4q6 E#3tkFF0Z[ Q3Z?Z;2aR 大齿轮的数值大.选用. yeMe2Zx c^cr_i ⑵ 设计计算 Vc6
>i|"-O 计算模数 fq4uiFi< *VHWvj H!6+x*P0 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: U<r!G;^` vRn]u57O z==24.57 取z=25 5wdKu,nq CbXSJDs 那么z=5.96×25=149 :yE0DS<_ \3]O?' ② 几何尺寸计算 2.=G 计算中心距 a===147.2 '@
p464 将中心距圆整为110 ?Q$a@)x# [$uKI,l 按圆整后的中心距修正螺旋角 BP l% SL Pd& Npp3 =arccos vC^{,?@ WgG$ r 因值改变不多,故参数,,等不必修正. {LVA_7@ ? HNuffk 计算大.小齿轮的分度圆直径 Sk C.A? \rATmjsKzS d==42.4 l@1=./L? uL@%M8n d==252.5 s"J)Jc y<wd~!>Ubu 计算齿轮宽度 @ULWVS#t2 QN?EI:
q= B= ycwkF$7 :>o0zG[;f 圆整的 p@Cas !! )W` 大齿轮如上图: +V9xKhR;x @/ nGc9h WRA(k V1GkX=H}, 7.传动轴承和传动轴的设计 $TS97'$ #,#:{&H 1. 传动轴承的设计 KF5r?|8M @HSK[[? ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 Qca3{|r` P1=2.93KW n1=626.9r/min Fq!_VF^r T1=43.77kn.m *
h S 6F ⑵. 求作用在齿轮上的力 7&OJ8B/ 已知小齿轮的分度圆直径为 ?E(X>tH d1=42.4 tZVs0eVF< 而 F= l(-"rE F= F $uJc/ bq8Wvlv04 F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N D^V)$ME S("dU`T? bBXLW}W &['x+vL9 ⑶. 初步确定轴的最小直径 "wg$ H1K 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*gWwnx" %l#X6jkt [~RO9=;L &l!T2PX! 从动轴的设计 &zJ\D`\,O ?Yf
v^DQ5 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, = &?&}pVF P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M HZ}Igw.Z ⑵. 求作用在齿轮上的力 r>i95u82' 已知大齿轮的分度圆直径为 o)n)Z~ d2=252.5 Iz'Et'w8! 而 F= XGbpH< F= F o1?-+P/ ?*yB&(a:8 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N 7:Rt) EE2 C984Ee Rg\4#9S JF ~e]B[>PT ⑶. 初步确定轴的最小直径 Y'bz>@1( 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 K/*"U*9Kv ^k$Bx_{ 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 <|?)^;R5! 查表,选取 aaw[ia_E L vu91"
4Fa 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 %n8CK-> 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 V=th-o3[ ?6nB=B)/ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :8@eon} 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 &7>]# *
Yb_HvP 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. h(~/JW[ njZ vi}m~ D B 轴承代号 'UxI-Lt 45 85 19 58.8 73.2 7209AC )!cucY 45 85 19 60.5 70.2 7209B =3A4.nW 50 80 16 59.2 70.9 7010C "+Ys}t~2 50 80 16 59.2 70.9 7010AC s]0 J'UN +>;Ux1'@ b]Kb ~y| Uf]$I`T# c}|.U 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 oYA"8ei = 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, ebNRZJ?C, 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. Tp{jR< im9EV|; 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. k\;D;e{ 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, +r//8& 高速齿轮轮毂长L=50,则 T+zhj++ /wJ4hHY L=16+16+16+8+8=64 do.>Y}d 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. +HRtuRv0T }cGILH% 5. 求轴上的载荷 aG~zMO_)] 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, m9MYd 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. L;?F^RK{U #I.~+M dY0W=,X$7T <ta{)}IN^ 6SE^+@jR a73VDQr I {jQLr7' s-'~t#h "DGap*=J
9+@z:j &8Vh3QLEx 传动轴总体设计结构图: }` H{;A
h C9MK3vtD. 'nh2} bpU>(j (主动轴) `$FX%p KU{zzn;g :E|Jqi \ 从动轴的载荷分析图: islHtX
VE >R6mI 6. 校核轴的强度 SSla^,MHef 根据 4gev^/^^ == &[j9Up' 前已选轴材料为45钢,调质处理。 m-tn|m!J 查表15-1得[]=60MP oq,nfUA 〈 [] 此轴合理安全 A-3^~aEgx :=+YZ|&j 8、校核轴的疲劳强度. .57Fh)Y ⑴. 判断危险截面 QJVB:>A 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. i M
MKA0JM ⑵. 截面Ⅶ左侧。 @6+_0^ 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 \ >wQyz 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 8au Gz
," 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 W.cc!8 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 _%Xp2`m 截面上的弯曲应力 AY<L8 bo<.pK$ 截面上的扭转应力 ~8(Xn2 == b&4JHyleF 轴的材料为45钢。调质处理。 Nl,iz_2] 由课本得: +e*C`uP! p<0=. ~ 因 B<-("P(q 经插入后得 NT5##XOB 2.0 =1.31 f_LXp$n 轴性系数为 !t~tIJ>6 =0.85 2_3os
P\Z K=1+=1.82 d/Wp>A@dob K=1+(-1)=1.26 "x$L2>9 所以 Wtk|}>Pf YryMB,\ 综合系数为: K=2.8 cmU0=js. K=1.62 [PiMu,O[v 碳钢的特性系数 取0.1 0[<'ygu 取0.05 \h s7>5O^K 安全系数 F !OD*] S=25.13 ZlE=P4`X: S13.71 d_&pxy?
> ≥S=1.5 所以它是安全的 3_boEYl0 截面Ⅳ右侧 R=,
pv' 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 ht6}v<x.eA /g9^g( 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 ?6ssSjR} NYg& | |