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正文內(nèi)容

皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)(編輯修改稿)

2024-07-27 15:46 本頁(yè)面
 

【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 ,故圓周力、徑向力的方向如(圖43)所示。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式(152)初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼,調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表153,取112,于是就有輸出軸的最小直徑也就是安裝聯(lián)軸器處的直徑(見(jiàn)圖72)與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故須同時(shí)選取連軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩由文獻(xiàn)【1】中的表141,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取則:按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,根據(jù)文獻(xiàn)【2】中P143,選用YL6型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑,故取,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=42mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)通過(guò)初步計(jì)算,,所以選用齒輪軸。①、:=d=25mm②、:這里為定位軸肩,應(yīng)在的基礎(chǔ)上加上兩倍軸肩的高度,所以 ??紤]到該軸段安裝密封圈,所以直徑還應(yīng)該符合密封圈的標(biāo)準(zhǔn),取=30mm③、:此處為齒輪,所以;④、:⑤、:==25mm;⑥、=24mm;⑦、=20mm2)、各軸段的長(zhǎng)度: ①、:初步選定軸承:因只受徑向載荷,故選深溝球軸承GB/T 2721994 6205;其尺寸為。軸承座孔L應(yīng)該等于底座壁厚δ+ 5~10mm ②、由于深溝球軸承為固定間隙軸承,為補(bǔ)償軸受熱伸長(zhǎng)量,則=3mm;③、: =B=52mm;④、:此處的長(zhǎng)度根據(jù)整體長(zhǎng)度設(shè)計(jì),=87mm;⑤、: =17mm⑥、:齒輪端面至箱體內(nèi)表面的距離大于壁厚δ=8mm,取=10mm(此處為小齒輪輪寬比配對(duì)大齒輪大,所以大齒輪肯定不會(huì)碰到內(nèi)壁,反而會(huì)離得更遠(yuǎn))。=46mm;⑦、此處連接聯(lián)軸器長(zhǎng)度,所以=35mm。至此,已初步確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表152,取軸的小端倒角為,軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖43 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖72)做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(圖71),在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),因從手冊(cè)中查取e值(文獻(xiàn)【1】圖1523)。對(duì)于6207型深溝球軸承,由手冊(cè)中可查得e=。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖(圖71)。從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?,F(xiàn)將計(jì)算出截面C處的、及的值如表71所示(參看圖 71)圖 41 軸的載荷分布圖表 41 載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí),通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式155及上表中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由文獻(xiàn)【1】的表151查得。因此,所以次軸是安全的。 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用,雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度,但由于軸的最小徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的,所以上述截面無(wú)需校核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度來(lái)看,截面Ⅳ和Ⅴ處的過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重;從受載的情況來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大。截面Ⅴ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅳ的相近,但截面Ⅴ不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大,但應(yīng)力集中不大(過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必要校核。截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由文獻(xiàn)【1】的第三章附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小,因而該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。Ⅳ左側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼,調(diào)制處理。由文獻(xiàn)【1】中的表151查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的附表32查取。因?yàn)?,?jīng)插值后可查得,又由文獻(xiàn)【1】中的附圖31可得軸的材料的敏感系數(shù)為,故有效應(yīng)力集中系數(shù)由文獻(xiàn)【1】附表34所示為由文獻(xiàn)【1】中的附圖32得尺寸系數(shù);由文獻(xiàn)【1】中的附圖33得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工,由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即,則按文獻(xiàn)【1】中的式(312)及式(312a)得綜合系數(shù)為又由文獻(xiàn)【1】中的167。31及167。32得碳鋼的特性系數(shù),取,取于是,計(jì)算安全系數(shù)的值,按文獻(xiàn)【1】中的式(156)~(158)則得故可知其安全。Ⅳ右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ右側(cè)的彎矩為 截面Ⅳ上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過(guò)盈配合處的,由文獻(xiàn)【1】的附表38用插值法求出,并取,于是得 軸按磨削加工,由文獻(xiàn)【1】中的附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為于是,計(jì)算安全系數(shù)的值,按文獻(xiàn)【1】中的式(156)~(158)則得故該軸在截面Ⅳ右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。再加上設(shè)計(jì)中的運(yùn)輸機(jī)有平穩(wěn)的特點(diǎn),所以就無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及其嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性,所以可以省略靜強(qiáng)度校核。軸的設(shè)計(jì)基本上就這樣了。 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、的計(jì)算 在考慮中間軸上的傳動(dòng)的穩(wěn)定性和方便裝配時(shí),將中間軸上的低速級(jí)(即小齒輪)齒輪改為齒輪軸。在前面的設(shè)計(jì)中得到 求作用在齒輪上的力因在前面的設(shè)計(jì)中得到低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為而 因?yàn)槭侵饼X輪傳動(dòng),只有徑向力,無(wú)軸向力,故圓周力、徑向力的方向如(圖71)所示。 初步確定軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的式(152)初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼,調(diào)制處理。有文獻(xiàn)【1】中的表153,取,于是就有選取軸承代號(hào)為6205的軸承,故。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1)、各軸段直徑①、:===25mm②、:==+=35mm③、:=+= 取=50mm,和;2)、各軸段長(zhǎng)度:①、:由該軸段的直徑選軸承GB/T 2721994 6205,數(shù)據(jù)。由軸承寬B、軸承內(nèi)端面與內(nèi)壁距離,齒輪端面到內(nèi)壁距離壁厚δ=8mm,取δ=10mm所以=B++=25mm,又因?yàn)檩S承靠外面端面軸應(yīng)該外伸一點(diǎn),齒輪外伸了一點(diǎn),所以應(yīng)該再加上22mm,得=36mm②、:等于小齒輪的寬度,為了裝配,齒輪外伸一點(diǎn),則應(yīng)該略小于齒輪寬度,=46mm③、:,取=15mm , =8mm, =7mm④、:與同理,=58mm⑤、:=36mm;根據(jù)文獻(xiàn)【1】中的表152,取軸的小端倒角為,軸的大端倒角為各軸肩處的圓角半徑。 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖(圖4
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