| haiyuan364 |
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 U%VFr# ;r]!
qv: 课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计 KlBT9"6" aGE}
EK } 专 业:机械设计制造及自动化(模具方向) $}YN`:{ 7VkjnG^!: 目 录 !>K=@9NC|. -,mV~y 一 课程设计书 2 mc,HliiJ ~e){2_J&n 二 设计要求 2 +>a(9r|: [fkt3fS 三 设计步骤 2 B*QLKO:)i '?{L
gj^R 1. 传动装置总体设计方案 3 Q4N0j' QA 2. 电动机的选择 4 %t:13eM 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 @fVz
* 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 !|ic{1!_ 5. 设计V带和带轮 6 7eZwpg?K 6. 齿轮的设计 8 H6$pA^ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 r>"l:GZ 8. 键联接设计 26 0PUSCka'6 9. 箱体结构的设计 27 vsI|HxpyC, 10.润滑密封设计 30 0\"]XYOH 11.联轴器设计 30 5g9K|- iy_3#x5> 四 设计小结 31 YsTF10 五 参考资料 32 ._'.F'd 6-{wo)p 一. 课程设计书 "QtkNy%E 设计课题: AX )dZdd 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 =`V9{$i 表一: r6 pz(rCs} 题号 =}SC .E\ LN'})CI8m 参数 1 T^X um2Ec 运输带工作拉力(kN) 1.5 np7!y
U 运输带工作速度(m/s) 1.1 nqcD#HUv 卷筒直径(mm) 200 6WLq>Jo 86Xf6Ea 二. 设计要求 lOIf4 1.减速器装配图一张(A1)。 R}OjSiS\ 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 dW|S\S'& 3.设计说明书一份。 8)}A}x eGbjk~,f' 三. 设计步骤 f kdJgK 1. 传动装置总体设计方案 %w/:mH3FA 2. 电动机的选择 {r?Ly1 5 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 0'` #I 4. 计算传动装置的运动和动力参数 >~G _'~_f 5. “V”带轮的材料和结构 ::Di 6. 齿轮的设计 il:RE8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 \!r,>P 8、校核轴的疲劳强度 ^JB5-EtL( 9. 键联接设计 0VI[6t@ 10. 箱体结构设计 a
,<u 11. 润滑密封设计 r5!Sps3B 12. 联轴器设计 =G1
5eZW 0"c(n0L 1.传动装置总体设计方案: mH4Jl1S& thQ)J |1 1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 ?
y^t 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, 2&:w_KJ 要求轴有较大的刚度。 {F*81q\ 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。 *Cx3bg*Gan 其传动方案如下: qMcOSZ%8J <\5E{/7Tl 图一:(传动装置总体设计图) f9b[0L E#M4{a1 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 zT _[pa)O` 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 roWg~U(S 传动装置的总效率 Ap%tm)@1 η=η1η2η3η24η25η6=0.96×××0.97×0.96=0.759; !
d " i 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率, ,Je9]XT η3为联轴器的效率,为球轴承的效率, ADlLodG 为圆锥滚子轴承的效率,η6为卷筒的传动效率。 jb!15Vlt" {
daEKac5 2.电动机的选择 >l0D,-O]m w 8oIq* 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, :g"UG0]; 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, xw83dQ]}^ 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。 +Zi@+|"BCN ~HyqHxy 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, #p|7\Y PQ`~qM:3st 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0 >=3ay^(Y2D D TSK*a ` 额定电流8.8A,满载转速1440 r/min,同步转速1500r/min。 xrCb29{ :~dI2e\: )\Ay4d 方案 电动机型号 额定功率 Bis'59?U_ P Ni)/L(
& kw 电动机转速 [n9X5qG~ 电动机重量 6 2#dSd}HG N 参考价格 HCVMqG! 元 传动装置的传动比 5oR/Q|^ 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器 :=^_N} 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 9..! g: Oxhc!9F 中心高 94xRKQ} 外型尺寸 N\WEp?%~ 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 #[aHKq:?b 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41 T@, tlIM !Won<:.[0 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 fp2.2 @[ sas:5iB5 (1) 总传动比 Ju 0 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 (}NKW (2) 分配传动装置传动比 8 ,<F102( =× BD ( 式中分别为带传动和减速器的传动比。 C@Fk 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 gls %<A{C 4.计算传动装置的运动和动力参数 Iw-3Z'hOX (1) 各轴转速 ZpTT9{PT=: ==1440/2.3=626.09r/min WT9k85hqj ==626.09/5.96=105.05r/min MZInS:Vj (2) 各轴输入功率 tHV81F1J =×=3.05×0.96=2.93kW ('7qJkV =×η2×=2.93×0.98×0.95×0.993=2.71kW GH!Lu\y\ 则各轴的输出功率: MehMhHY =×0.98=2.989kW V]$J&aD =×0.98=2.929kW XrD@q 各轴输入转矩 xsIuPL#_ =×× N·m ekx~svcC&A 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N· /kKF|Hg`c 所以: =×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m ",gWO8T =×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m BLskUrPF 输出转矩:=×0.98=43.77 N·m iO_6>&( =×0.98=242.86N·m hs m%o\ 运动和动力参数结果如下表 b _#r_` 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min &6mXsx$ 输入 输出 输入 输出 ndU<,{r 电动机轴 3.03 20.23 1440 0pu=, 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09 K~B@8az 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05 C0$KpUB OLS. 0UEc 5、“V”带轮的材料和结构 9e*v&A2Y' 确定V带的截型 G
uLU7a 工况系数 由表6-4 KA=1.2 FV->226o% 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8 N4JJA+ V带截型 由图6-13 B型 WG0Ne;Ho ?UGA-^E1 确定V带轮的直径 k;bdzcMkQ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm {!`0i 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s 3RyB 0
n 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm R!8 qkG )Kw
Gb&l& 确定中心距及V带基准长度 /)Pf ] 初定中心距 由0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)知 ;$Q&2}L[ 360<a<1030 dq&N;kk
| 要求结构紧凑,可初取中心距 a0=700mm !leLOi2T #o]/&T=N= 初定V带基准长度 "ApVgNB Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm QmpP_eS > 0$~zeG" V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm XpLK0YI 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm XpH]CF 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640 muc>4!Q p*_^JU(<p 确定V带的根数 ~rWys= 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw Vk>m/" 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3 @FBlF$vG 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96 ?!4xtOA 带长修正系数 由表6-2 KL=1 FXi"o
$N e{"r3* V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556 eiJ13`T $ MN1:ih 取Z=2
hZ ve8J V带齿轮各设计参数附表 l*`2EJ
sr+Y"R 各传动比 t[ Zoe+& m1mA:R\zM V带 齿轮 I}&`IUP 2.3 5.96 d0Jaa1b~O !G0OD$ 2. 各轴转速n z,"fr%*,N (r/min) (r/min) bh9!OqK9K 626.09 105.05 aWe?n; NZ}DbA+g;| 3. 各轴输入功率 P Z+qTMm (kw) (kw) d1"%sI 2.93 2.71 :UMtknV w*E0f?s 4. 各轴输入转矩 T 0\N n.x% (kN·m) (kN·m) eiNF?](3O 43.77 242.86 R*v~jR/ 5V|D%t2N 5. 带轮主要参数 -jv%BJJlX 小轮直径(mm) 大轮直径(mm) <d$L}uQwg 中心距a(mm) 基准长度(mm) V带型号 Xlw8>.\ 带的根数z zO)>(E? 160 368 708 2232 B 2 OqaVp/, =sR]/XSK 6.齿轮的设计 w;RG*rv o]#M8)= (一)齿轮传动的设计计算 b R6g^Yf mr`Lxy9e 齿轮材料,热处理及精度 3kl<~O|Fs 考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 w}OJ2^ (1) 齿轮材料及热处理 *5\k1-$ 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 0nh;0Z 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 L7_qs+ ② 齿轮精度 ?\
qfuA9. 按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 ugZ-*e7 DQ<{FN 2.初步设计齿轮传动的主要尺寸 _* xjG \! 按齿面接触强度设计 Y55Yo5<j/+ lcv&/ A 确定各参数的值: aetK<9L$ ①试选=1.6 ;oKN 8vI#7 选取区域系数 Z=2.433 ?f\;z<e| *@XJ7G[ 则 AjTkQ)
②计算应力值环数 -R~!N#y N=60nj =60×626.09×1×(2×8×300×8) lHV&8fny =1.4425×10h h\jV@g$ N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=) RS$!TTeQ ③查得:K=0.93 K=0.96 w4: ④齿轮的疲劳强度极限 [>B`"nyNQ 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得: jkPye{j []==0.93×550=511.5 #s'UA!) BD)5br]. []==0.96×450=432 6vx0F?>_ 许用接触应力 G lz0`z {Z529Ns ⑤查课本表3-5得: =189.8MP @_gCGI>Q =1 *r
b/BZX{ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09 SMMV$;O{9 =4.47×10N.m m.F \Mn 3.设计计算 Rmq8lU ①小齿轮的分度圆直径d v4?qI >/ q'07 =46.42 kIm)Um ②计算圆周速度 mSw$?
> 1.52 ?,_$;g ③计算齿宽b和模数 (8[et m 计算齿宽b 1;; is b==46.42mm CXb-{|I}d 计算摸数m 4K_ fN 初选螺旋角=14 >i`V-" x = 52*9q! ④计算齿宽与高之比 %R18 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50 7e{w)m:A =46.42/4.5 =10.32 Fk:yj 4' ⑤计算纵向重合度 Dr;-2$Kt/& =0.318=1.903 .{cka]9WJz ⑥计算载荷系数K N36<EHq 使用系数=1 C q/936`O 根据,7级精度, 查课本得 YLr<^G-v 动载系数K=1.07, U_/sY9gz( 查课本K的计算公式: Hs%;uyI@$ K= +0.23×10×b x@-bY =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33 6ty>0 查课本得: K=1.35 q,#j
* 查课本得: K==1.2 >L\>Th{o 故载荷系数: [n[!RddY K=K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71 eYQq@lrWv ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 ^E)Kse.> d=d=50.64 !xU1[,9 ⑧计算模数 th@a./h" = Kq`C5 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 %i7bkdcwk 由弯曲强度的设计公式 yPgDb[V+ ≥ %J*z!Fe8s D1&%N{ ⑴ 确定公式内各计算数值 *O>OHX ① 小齿轮传递的转矩=47.58kN·m ogcEv>0 确定齿数z `$IuN* 因为是硬齿面,故取z=24,z=i z=5.96×24=143.04 M;BDo(1 传动比误差 i=u=z/ z=143.04/24=5.96 2v
^bd^]u: Δi=0.032%5%,允许 zJp}JO ② 计算当量齿数 CNC3">Dk~9 z=z/cos=24/ cos14=26.27 hXsd12 z=z/cos=144/ cos14=158 #Y*?kTF ③ 初选齿宽系数 }gk37_}X\I 按对称布置,由表查得=1 >900I4]I ④ 初选螺旋角 P@gVzx)M 初定螺旋角 =14 KO`ftz3 + ⑤ 载荷系数K C2WWS(zn K=K K K K=1×1.07×1.2×1.35=1.73 U@W3x@ ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y Hzr<i4Y=w9 查得: q[6tvPfkX 齿形系数Y=2.592 Y=2.211 ,o$F~KPu 应力校正系数Y=1.596 Y=1.774 8MHYk>O~{G m/,.3v ⑦ 重合度系数Y OH` |
c 端面重合度近似为=[1.88-3.2×()]=[1.88-3.2×(1/24+1/144)]×cos14=1.7 W|IMnK- =arctg(tg/cos)=arctg(tg20/cos14)=20.64690 cC{eu[ XW =14.07609 08J[9a0[ 因为=/cos,则重合度系数为Y=0.25+0.75 cos/=0.673 `Yk~2t"V ⑧ 螺旋角系数Y nz72w_ 轴向重合度 =1.675, X$o$8s Y=1-=0.82 c/l%:!A h28")c.pH= ⑨ 计算大小齿轮的 _ZM$&6EC 安全系数由表查得S=1.25 >]6f!;Rt 工作寿命两班制,8年,每年工作300天 9FB[`} 小齿轮应力循环次数N1=60nkt=60×271.47×1×8×300×2×8=6.255×10 2nSX90@: 大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255×10/5.96=1.05×10 i/ED_<_Vg 查课本得到弯曲疲劳强度极限 dGxk
ql 小齿轮 大齿轮 g@IV|C(*0 9`83cL 查课本得弯曲疲劳寿命系数: T&M*sydA K=0.86 K=0.93 j]-0m4QF 8>T#sO?+ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 &`#k1t' []= I
r8,= []= (0L7Ivg< ws"{Y+L BMubN 大齿轮的数值大.选用. zf@gA vJ .YV{w L@cB ⑵ 设计计算 F.zx]][JV 计算模数 Q5[x2 s_ d C$"N)6%q sK)fEx 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由: @ |bN[X L "r!>p\.0O z==24.57 取z=25 N$\'X<{
bsfYz 那么z=5.96×25=149 8Ld`$_E w_c)iJ ② 几何尺寸计算 `pMI@"m 计算中心距 a===147.2 ChvSUaCS 将中心距圆整为110 75@!j[QL< *QKxrg 按圆整后的中心距修正螺旋角 L<t>o":o #[ei/p =arccos hv)>HU& `SFA`B)[5@ 因值改变不多,故参数,,等不必修正. 'eyzH[l,(
fQW1&lFT 计算大.小齿轮的分度圆直径 F$L2bgQR?' mf~JolucJ d==42.4 iA~LH6 ` ,lm:x+(0 d==252.5 Rz sgPk [Lck55V+Q 计算齿轮宽度 {6*$ yLWK |j 9d.M B= #$5"&SM Sb2hM~ 圆整的 ^T?zR7r UL{+mp 大齿轮如上图:
6tx5{Xl-o lu_kir~ u+5&^"72, +9^V9]{Vo 7.传动轴承和传动轴的设计 .uh>S!X, ] fL^$G;_?3 1. 传动轴承的设计 iXoEdt) Ow#a|@ ⑴. 求输出轴上的功率P1,转速n1,转矩T1 C VXz>oM P1=2.93KW n1=626.9r/min (vR9vOpJ T1=43.77kn.m CpE LLA< ⑵. 求作用在齿轮上的力 O{vVW9Q 已知小齿轮的分度圆直径为 ojc m%yd d1=42.4 aru;yR 而 F= `49: !M$i F= F ?\Bm>p%+ H=/ ; F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N u=6LPwiI Cs!z3QU 7@W}>gnf 2_/H, ⑶. 初步确定轴的最小直径 {4F=].! 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 Ad}Nc"O gLDO|ADni >Ut4INV T1-.+&< 从动轴的设计 +^6a$ N wsKOafrV 求输出轴上的功率P2,转速n2, T2, .OM^@V~T P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M 4)Bk:K ⑵. 求作用在齿轮上的力 67tB8X 已知大齿轮的分度圆直径为 Q4Zw<IZv5 d2=252.5 +s j2C 而 F= Al
MMN"j F= F APJVD- (y^svXU}a F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N ^XgBkC~ 5y~Srb?2 &cpqn2Z
@$7'{* ⑶. 初步确定轴的最小直径 !'z"V_x~ 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取 V;LV),R? ]as+gZ8 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 9Ro7xSeD 查表,选取
O`^dy7>{U u|+Dqe` 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 \S_o{0ZY} 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径 4[lym,8C ;%Zu[G`C ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ~LF/wx> 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。 [*K.9}+G_ a 7>^^?| 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. 9 gc0Ri[4m oFi_
op D B 轴承代号 m4on<5s/ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 3Viz0I<% 45 85 19 60.5 70.2 7209B x+bC\,q 50 80 16 59.2 70.9 7010C 8zO;=R A7% 50 80 16 59.2 70.9 7010AC NX&Z=ObHu} XS(Q)\" S*NeS#!v xU F5
?~3Pydrb# 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 Tg@:mw5 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm, {nj`> ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm. =/+f3 NtG^t}V ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50. AIG5a$}& 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, 1wy?<B.f 高速齿轮轮毂长L=50,则 or`D-x)+@ RZ0+Uu/J L=16+16+16+8+8=64 AQGl}%k_ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. b?j\YX[e v=~+o[ 5. 求轴上的载荷 f+%s.[;A 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, #2dH2k\F 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. a] P0PH~ WCP2x.gb5 97pfMk1_ GGU>={D) /[I#3| 2f5YkmGc"; Y^QG\6q 9*S9~ 629ogJo8 @5h(bLEP ,0@QBr5P 传动轴总体设计结构图: /], 9N y`Zn{mQ@[ |~B` [p]5H @2~;)* (主动轴) >W6?!ue_ bR<XQHl g~XR#vl$ 从动轴的载荷分析图: p^s:s-"f\ M7=|N:/_ 6. 校核轴的强度 hm0MO,i" 根据 t8ORfO+ ==
|`pDOd 前已选轴材料为45钢,调质处理。 WJ/X`?k 查表15-1得[]=60MP bb}Fu/S 〈 [] 此轴合理安全 t{e}3}LEd i,mZg+;w 8、校核轴的疲劳强度. j/F:j5O* ⑴. 判断危险截面 h\4enu9[RL 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. U
U3o (Yq ⑵. 截面Ⅶ左侧。 '>GPk5Nq77 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 j9R+;u/! 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 mM'uRhO+ 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为 ^@)*voP#G 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86 ,+v>(h>q 截面上的弯曲应力 -ZoAbp$ $ncP#6 截面上的扭转应力 rQ(u@u; == XHm6K1mGZ 轴的材料为45钢。调质处理。 [&)*jc16 由课本得: A]MX^eY Fr#QM0--B 因 -YS9u[
经插入后得 G_#MXFWt 2.0 =1.31 W$J@|i 轴性系数为 eC@b-q =0.85 bZ}T;!U?I K=1+=1.82 zh5ovA% K=1+(-1)=1.26 Hq|{Nt%Q 所以 zd=N. mOJ-M@ME 综合系数为: K=2.8 tlgg~MViS K=1.62 CYdYa| 碳钢的特性系数 取0.1 7 iQa)8, 取0.05 v7<r-<I[ 安全系数 Y?%=6S S=25.13 @v/
8}n S13.71 nq\~`vH|Gd ≥S=1.5 所以它是安全的 oGL2uQXX 截面Ⅳ右侧 9O\yIL 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 |<#yXSi +A1xqOB 抗扭系数 =0.2=0.2=25000 PJAM_K; [j?<& | |