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正文內(nèi)容

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)裝置(編輯修改稿)

2025-02-12 15:39 本頁面
 

【文章內(nèi)容簡介】 1t nII/601000=② 計(jì)算齒寬b及模數(shù)mntb=φdd1t=1=㎜mnt= (d1tcosβ)/Z1=cos14176。/24=㎜h=mnt ==㎜b/h=/=㎜③ 計(jì)算縱向重合度εβεβ=φdZ1tanβ=124tan14176。=④ 計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1,根據(jù)v=,7級精度。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖108查得:動(dòng)載系數(shù)KV=;由表104查得KHβ=;由圖1013查得KFβ=;由表103查得KHα=KFα=。故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1=⑤ 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d1=d1t3√K/Kt=3√/=㎜⑥ 計(jì)算模數(shù)mnmn=(d1cosβ)/Z1=(cos14176。)/24=㎜mn≥3√(2KT2Yβcos2β/φdZ12εα)(YFaYSa/[σF])⑴ 確定計(jì)算參數(shù)① 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖1021c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σFE1=600 MPa。大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σFE2=550 MPa 。② 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=,KFN1=。③ 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,得∴[σF]1= KFN1σFE1/S=500/=[σF]2= KFN2σFE2/S=300/= MPa計(jì)算載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ=1=根據(jù)縱向重合度εβ=由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖1028查得:螺旋角影響系數(shù)Yβ=。⑥ 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)Zv1=Z1/cos3β=24/cos314176。=Zv1=Z2/cos3β=96 /cos314176。= ⑦ 查取齒形系數(shù)由表105查得:YFa1=, YFa2=⑧ 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得:YSa1=,YSa2=⑨ 計(jì)算大小齒輪的YFaYSa/[σF]并加以比較YFa1YSa1/[σF]1=/=YFa2YSa2/[σF]2=/=大齒輪的數(shù)值大⑵設(shè)計(jì)計(jì)算mn≥3√(2105cos214176。/1242)()=㎜對比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),取mn =㎜,已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,許按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=㎜來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由Z1=d1cosβ/mn =cos14176。/2=取Z1=23,則Z2=i2Z1=23=; 取Z2=66⑴計(jì)算中心距a=(Z1+Z2)mn/2cosβ=(23+66)3/2cos14176。=㎜將中心距圓整為138㎜。⑵按圓整后的中心距修正螺旋角β=arcos[(Z1+Z2)mn/2a]=14176。40′19″因β值改變不多,故參數(shù)等不必修正。⑶計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1= Z1mn/cosβ=233/cos14176。40′19″=㎜d2= Z2mn/cosβ=663/cos14176。40′19″=㎜⑷計(jì)算齒輪寬度b=φdd1=1=㎜圓整后取B2=71㎜;B1=76㎜。⑸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因大齒輪齒頂圓直徑大于160㎜,而又小于500㎜,故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜;又因?yàn)樾↓X輪的齒頂圓直徑小于160㎜,故以選用實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。取分度圓壓力角α=20176。;由國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T13562001中規(guī)定:法面齒頂高系數(shù):h*an =1,法面頂隙系數(shù):c*n=,變位系數(shù)χn=0。法面壓力角αn=20176。;法面齒距:Pn=πmn =㎜;齒頂高:ha1= ha2=( h*an +χn)mn =13=3㎜;齒根高:hf1=hf2=( h*an + c*nχn)mn =(1+)3=㎜;齒頂圓直徑:da1=d1+2 ha1=+23=㎜; da1=d2+2 ha2=+23=㎜;齒根圓直徑:df1=d12 hf1==㎜;df1=d2+2 hf2==㎜;法面齒厚:sn1=(π/2+2χntanαn)mn =π/23=當(dāng)量齒數(shù):Zv1=Z1/cos3β=23/cos314176。40′19″=25Zv1=Z2/cos3β=66 /cos314176。40′19″=73繪制大、小齒輪零件圖⑴高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已知高速軸 P1=,T1=m,nI=1440r/min;小齒輪分度圓直徑d1=㎜,α=20176。①作用到小齒輪上的力:圓周力Ft=2T1/d1=21000/=1426N徑向力Fr=Fttanα/cosβ=1426tan20176。/cos14176。18″=軸向力 Fa= Fttanβ=1426tan14176。18″=②初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為40Cr,調(diào)制處理。d≥C3√P/ n式中P 軸所傳遞的功率(KW); n 軸的轉(zhuǎn)速(Nm)。 C 由軸的需用應(yīng)力所確定的系數(shù),與材料有關(guān)。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表31查得45鋼取C=105d≥C3√P1/ nI=1053√/1440=㎜高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸頸dIII,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表141查得KA= ∴轉(zhuǎn)矩Tc=KAT1== Nm從GB/T 43232002中查得TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為63 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為5700 r/min,軸孔徑為20~28之間;取半聯(lián)軸器的孔直徑dIII=22㎜,半聯(lián)軸器長度L=52㎜,半聯(lián)軸器與軸配合的軸孔長度,L1=38㎜。③根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足 的要求的軸向定位要求,ⅠⅡ軸段左端需要制出一軸肩,根據(jù)h>,取h=, 故取dIIIII=25㎜;右端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D=28㎜,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故III段的長度應(yīng)略小于L1,現(xiàn)取LIII=36㎜。2)初步確定滾動(dòng)軸承。因軸承主要受徑向力,故選擇深溝球軸承。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》表153查得選取0基本游隙組,標(biāo)準(zhǔn)精度級的6205深溝球軸承。對于選取的深溝球軸承尺寸dDb=255215㎜,故dIIIIV=dVIIVIII =25㎜,而LVIIVIII=15㎜.右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行定位,高度h>,取h=,dIVV=30㎜.3) 取安裝齒輪處的軸段dVIVII =30㎜;㎜,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,取LVIVII=48㎜;齒輪的左端采用軸肩定位,取dVVI=35㎜,軸環(huán)寬度取b≥,取LVVI=b=6㎜.4) 軸承端蓋的總寬度為10mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,考慮軸承座的寬度,故取LIIIII=40㎜.5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=12mm,兩圓柱齒輪間的距離c=,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度B=15mm, 大齒輪輪轂長L=50mm,則L34 =B+s+a+(5048)=15+12+8+2=37㎜。LIVV=L+c+aLVVI=50+16+126=72㎜.至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度。6) 高速軸軸向固定根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》可知齒輪和半聯(lián)軸器的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù)ⅥⅦ段軸頸dⅥⅦ由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)
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