柴油機(jī)箱體孔隙組合機(jī)床終稿畢業(yè)論文-閱讀頁(yè)
2025-07-09 15:21本頁(yè)面
【正文】 表33各軸坐標(biāo)尺寸Table 33 each stalks sit to mark the size軸號(hào)XY12345678910111213141516171819202122232425將箱體坐標(biāo)尺寸和根據(jù)齒輪確定定孔的中心距加以比較，其差值將確定那些齒輪變位，現(xiàn)將比較結(jié)果列入下表34中表34 坐標(biāo)驗(yàn)算表NNR實(shí)R理δ01450500141618100600. 0011–1617155，6454553454553000171，250153，450181978198，913232072537072940. 01130. 00010237，126060020212224857070850. 00010. 00080211044221144242570700本設(shè)計(jì)的坐標(biāo)檢查圖見(jiàn)：附錄圖34，說(shuō)明主軸箱設(shè)計(jì)比較合理 Ⅱ排齒輪強(qiáng)度的校核 已知小齒輪材料為40Cr ，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241HB—286HB，平均取為260HB,大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241HB—286HB，平均取240HB。=齒間載荷分配系數(shù)KFα 計(jì)算得 KFα=齒間載荷分布系數(shù)KFβb/h=52/=可得 KFβ=載荷系數(shù)KK=KAKVKFαKFβ= =彎曲疲勞極限σFlimσFlim1=600MPσFlim2=450MP彎曲最小安全系數(shù)SFminSFmin=，估計(jì)3106〈NL〈1010NL1=60γnth=6017602350（++） =107原應(yīng)力循環(huán)次數(shù)估計(jì)正確NL2= NL1/=107/=107彎曲壽命系數(shù)YN YN1=YN2=尺寸系數(shù) YX=許用彎曲應(yīng)力[σF][σF1]==432 MPa[σF2]= =346 MPa驗(yàn)算σF1=YFa1YSa1YαYβ== 14 MPa[σF1]σF2= YFa2YSa2YαYβ==15MPa[σF2]故有足夠的強(qiáng)度兩孔間根據(jù)坐標(biāo)計(jì)算的實(shí)際尺寸與這兩軸上彼此嚙合的兩齒輪所確定的標(biāo)準(zhǔn)中心之間尺寸差值，~。（ 相關(guān)公式參考來(lái)自‘機(jī)械原理“，申永勝主編）Ⅱ排齒輪變位計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中心距A=5070毫米，根據(jù)坐標(biāo)計(jì)算的實(shí)際中心距A/=。已知Z1=25，Z2=25 m=2,α=20o。計(jì)算結(jié)果如下：分度圓直徑： d=mz=225=50節(jié)圓直徑： d/= 2Α//i=2(25/25+1)=中心距變動(dòng)系數(shù)： y = (Z1+Z2)(Cosα/Cosα/1)= (22+25)(Cos20/)=齒頂高變動(dòng)系數(shù)：σ= X1+X2y= =齒頂高：hα=(hα*+xσ)m=(1+ )*2=齒根高：hα= (hα*+c*x)m=(1+)*2=齒頂圓直徑：dα=d+2(hα*+xσ)m=50+2(1+ )*2= 齒根圓直徑：df=d2(hα*+c*σ)m=502(1+)*2= 公法線跨側(cè)齒數(shù)：k=αZ/180o++2xctgα/л= 20*25/180o++=≈4公法線長(zhǎng)度:wk=m〔()++〕=2〔()+*25+*〕=基圓直徑：db1=d1Cosα=mz1Cosα=2*25Cos20176。=驗(yàn)算齒頂厚：αα1=αrcos(db1/dα1)= αrcos()=176。 S1=(Л/2+2X1tgα)m=(Л/2+2*176。)= **(176。)==重合度：ε＝1/2Л〔Z1(tgαα1Tgα/)+ Z2(Tgαα2 Tgα/)〕=1/2Л〔25 (176。)+ 25(176。)〕=〔ε〕=Ⅱ排齒輪的變位計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)中心距Α=53mm，根據(jù)坐標(biāo)計(jì)算的實(shí)際中心距Α/＝。已知Z1=21 Z2＝20，hα*=1,α=20o m=2。 inv20)/2tg20=現(xiàn)取X1= ，X2=0。1)=齒頂高變動(dòng)系數(shù)：σ= X1+X2y=－（）=齒頂高：hα=(hα*+xσ)m=( )*2= 齒根高：hα= (hα*+c*x)m=(1++)*2=齒頂圓直徑：dα=d+2(hα*+xσ)m=42+2(1+（）)*2=齒根圓直徑：df=d2(hα*+c*σ)m=422(1++)*2=公法線跨側(cè)齒數(shù)：k=αZ/180o++2xctgα/л= 20*21/180o++2*（）ctg20/л=≈3公法線長(zhǎng)度:wk=m〔()++〕=2〔()+*21+*()〕〕=基圓直徑：db1=d1Cosα=mz1Cosα=2*21Cos20176。=驗(yàn)算齒頂厚：αα1=αrcos(db1/dα1)= αrcos()=176。 S1=(Л/2+2X1tgα)m =(Л/2+2*176。)= **(176。)= = 重合度：ε＝1/2Л〔Z1(tgαα1Tgα/)+ Z2(tgαα2 tgα/)〕=1/2Л〔22(176。)+ Z2(176。)〕= 〔ε〕=2. 9軸強(qiáng)度校核12軸選用45鋼調(diào)質(zhì)，查表，Mpa,Mpa, 1） 軸的受力圖P1 F F 45 133 45FQP F F2)水平面受力圖FR2O P2FQFR13）水平面彎矩圖2640014078040P1FR11FR225）垂直面彎矩圖28770Nmm32026Nmm6）合成彎矩圖26400Nmm1047)轉(zhuǎn)矩圖104 8）當(dāng)量彎矩圖3607231185軸的計(jì)算步驟如下 計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算內(nèi)容計(jì)算結(jié)果 計(jì)算軸承反力 水平面反力∑Y=0 +670+∑Mo=0 （1）（2）聯(lián)立解得： F= 垂直面反力由∑Y=0得 FR2=1370（1） ∑Mo=0 380FR1=0（2） 合成彎矩 M=Nm 彎矩 T=9550105TNm 當(dāng)量轉(zhuǎn)矩： 對(duì)于脈動(dòng)循環(huán)：=,和彎管部位受力較大，設(shè)其為d 靠近鏈輪處，齒根圓直徑： d=dd= =d=d（安全系數(shù)法）初步分析I，II兩個(gè)截面有較大的應(yīng)力和應(yīng)力集中，對(duì)其進(jìn)行安全系數(shù)校核 對(duì)稱循環(huán)疲勞極限軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，Mpa,Mpa,： ==286=650Mpa 脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限=Mpa ==312 == =截面I上的應(yīng)力彎矩（截面I） M=66090 M=59400Nmm彎曲應(yīng)力幅 === = Mpa 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 == = Mpa 應(yīng)力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸徑變化，過(guò)渡圓角半徑r=1mm,由D/d=60/58=,r/d=1/58==650Mpa）尺寸系數(shù) 由附錄杓6查得=，=（按靠近應(yīng)力集中處的最小直徑Φ58查得）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設(shè)為無(wú)限壽命，k=1, S== S=扭轉(zhuǎn)安全系數(shù) S== S=復(fù)合安全系數(shù)S== S=[S]綜上：根據(jù)校核，截面I足夠安全。扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 == =66扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力=== ==33應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸直徑變化，過(guò)渡圓角半徑r=2mm,由D/d=65/60=,r/d=2/60=,和=650Mpa）尺寸系數(shù) 由附錄杓6查得=，=（按靠近應(yīng)力集中處的最小直徑Φ60查得）安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設(shè)為無(wú)限壽命，k=1,S== S=扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)S== S= 復(fù)合安全系數(shù)S== S=1.根據(jù)校核，截面II足夠安全。（傳動(dòng)軸22）軸承選為角接觸球軸承，代號(hào)為7204AC已知Cr= C0r= 脂潤(rùn)滑13000r/minα=25 X0=0 Y0= e=n=444r/min FA=1131N Fr1=Fr2=2T1/d1tgα=2990/20tg20=Fa/Fr FA/Fr1=1131/=e X Y 雙列 X= Y=沖擊載荷系數(shù)fd fd=當(dāng)量動(dòng)載荷 P=fd(XFr+YFr) =2(+1131) =軸承壽命 L10h=16670(Cr/p)ε/n =16670(14/)10/3/444 4638h2350h故軸承壽命合格（見(jiàn)附錄圖35） . 2側(cè)視圖（見(jiàn)附錄圖3
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