機(jī)械設(shè)計(jì)課程齒輪設(shè)計(jì)任務(wù)書(編輯修改稿)
2025-06-10 01:17 本頁面
【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 V左側(cè)的彎矩為截面V上的扭矩為=195300截面上的彎曲應(yīng)力=截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力=軸的材料為45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa過盈配合處的的值，由課本附表38用插入法求出，并取，＝ ＝軸按磨削加工，由課本附圖34查得表面質(zhì)量系數(shù)＝故得綜合系數(shù)值為：＝ ＝＝＝ ＝＝又由課本167。3－1及167。3－2得炭鋼得特性系數(shù)＝～ ，取 ＝＝～ ，取 ＝所以軸在截面V左側(cè)的安全系數(shù)為===S=（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s＝）故該軸在截面V左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。八．低速軸的計(jì)算選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為HBS＝220抗拉強(qiáng)度極限σB＝650MPa屈服強(qiáng)度極限σs＝360MPa彎曲疲勞極限σ－1＝270MPa剪切疲勞極限τ－1＝155MPa許用彎應(yīng)力[σ－1]=60MPa 軸上的轉(zhuǎn)速 功率由以上機(jī)械裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算部分可知 =；= 取=115，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，＝=1906800按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版），選HL5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度L＝142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故?。?0mm4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取d=60mm, 。因III軸右端需要制出一個(gè)定位軸肩，故取（2）初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)dⅡ–Ⅲ＝70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015型,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(軟件版)：軸承直徑：d＝75mm ； 軸承寬度：B＝31mm，D=115mm 所以， （3）右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm,因此，?。?）取做成齒輪處的軸段ⅣⅤ的直徑＝85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,?。?）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離l ＝30mm， 故?。?）因?yàn)榈退佥S要和高速軸相配合，其兩個(gè)齒輪應(yīng)該相重合，所以取=42mm.=32 mm..(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細(xì)選擇過程見后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表15－2，取軸端倒角為145176。，各軸肩處的圓角半徑為R＝參考課本表15－2，取軸端倒角為145176。，各軸肩處的圓角半徑為R＝。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。故 因此作為簡(jiǎn)支梁的支點(diǎn)跨距 計(jì)算支反力 作用在低速軸上的==6220N =水平面方向 ΣMB＝0, 故 =0, 垂直面方向 ΣMB＝0， 故ΣF＝0,2)計(jì)算彎距水平面彎距= =185295垂直面彎矩6745767430合成彎矩==197190==197190根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿截面為最危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的及M的值列于下表3：載荷水平面H垂直面V支反力彎距M總彎距扭距TT＝ Nm進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式15－5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取α＝，軸的計(jì)算應(yīng)力＝ MPa＝ MPa已由前面查得許用彎應(yīng)力[σ－1]=60MPa，因[σ－1]，故安全。1)判斷危險(xiǎn)截面截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均無需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時(shí)軸徑也較大，故可不必作強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因?yàn)镮V的左側(cè)是個(gè)軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。2)截面IV右側(cè)抗彎截面系數(shù)：W＝＝853＝抗扭截面系數(shù)：WT＝＝853＝12
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