计 算 及 说 明 | 主 要 结 果 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
一、设计题目：油田抽油机 二、系统总体方案的确定： 系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构； 初选三种传动方案，如下： (a)二级圆柱齿轮传动 (b)为涡轮涡杆减速器 (c)为二级圆柱圆锥减速器 系统方案总体评价： （）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是抽油机要求长时间的工作，由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。图c方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。图a布局一般，传动效率好，加工比较方便，且适合长期的工作环境。 最终方案确定：电动机→传动系统→执行机构（如下图） 三、设计原始数据：
四、电动机的选择： 1．每日抽油量的计算： 其中， ,, ,； 则，那么； 2．抽油机最大负荷的计算： 式中，为液柱质量负荷： 其中，为抽油杆的总长度（单位：），等于下井深度300； 为抽油杆质量负荷： 其中，、和、分别为不同直径抽油杆的每米长质量及连接长度，由原始数据查取； ，，； 则， 3．电动机所需功率： 式中，为传动装置的总效率，为曲柄轴转速，为曲柄轴上的最大转矩，可由下式计算： 代入数据可得： 又知，带传动效率，轴承传动效率，齿轮传动效率，联轴器传动效率，则 传动装置总效率： 那么， 综上，选择电动机，额定功率，额定转速； 五、传动比分配： 电动机满载转速； 那么，机构总传动比； 取带传动传动比； 则高速齿轮传动比与低速齿轮传动比为 又因为 则，，； 六、执行机构尺寸计算： 执行机构如下图： 根据原始数据有：，； 行程速比系数； 则， 由于，则点位于圆内，如下图： ，其中； 其中，由于，则： 解得：，； 七、机构运动分析： 1.数学模型 如图所示，取以A点为原点、轴与AD线一致的直角坐标系，标出向量和转角，由封闭向量多边形ABCD可得 即 摆角分析：由式的实部和虚部分别相等可得 经计算解得 速度分析： 将式对时间求导可得 实部和虚部分别相等可得 解得 加速度分析：将式对时间求二阶导可得 实部和虚部分别相等可得 解得 2.框图设计 3.程序和计算结果 Visual C++ 程序 #include "stdio.h" #include "math.h" void main() {float ab=0.1437893,bc=1.2614775,cd=1.5,ad=1.41093,pi=3.141593,w1=21.894,w2,w3,e1,e2,e3,r,k,a,b,c,p1,p2,p3,t,t1,t2,t3; r=(bc*bc-cd*cd-(ad-ab)*(ad-ab))/(2*cd*(ad-ab)); 智力积木p3=atan(sqrt(1-r*r)/r); if(p3<0)p3=p3+pi; for(p1=0;p1<=2*pi;p1+=pi/18) {t=ad*ad+cd*cd+ab*ab-bc*bc; a=-sin(p1); b=ad/ab-cos(p1); c=t/(2*ab*cd)-ad/cd*cos(p1); t1=2*atan((a+sqrt(a*a+b*b-c*c))/(b-c)); t2=2*atan((a-sqrt(a*a+b*b-c*c))/(b-c)); if(fabs(t1-p3)<fabs(t2-p3))p3=t1; else p3=t2; p2=atan((cd*sin(p3)-ab*sin(p1))/(ad+cd*cos(p3)-ab*cos(p1))); w2=-ab*sin(p1-p3)*w1/(bc*sin(p2-p3)); w3=ab*sin(p1-p2)*w1/(cd*sin(p3-p2)); e2=(ab*w1*w1*cos(p1-p3)+bc*w2*w2*cos(p3-p2)-cd*w3*w3)/(bc*sin(p3-p2)); e3=(ab*w1*w1*cos(p1-p2)+bc*w2*w2-cd*w3*w3*cos(p3-p2))/(cd*sin(p3-p2)); k=180/pi; printf("p1=%f\n",p1*k); printf("p2=%f\tp3=%f\tw2=%f\n",p2*k,p3*k,w2); printf("w3=%f\t e2=%f\t e3=%f\n",w3,e2,e3); printf("\n"); } } 计算结果:
角度： 速度： 加速度： 程序标识符的说明:
八、带设计： 1.普通带型号 查表17-4，得 按式（17-15） ， 根据和,由图17-11 选取B型带 2.带轮基准直径 由图17-11并参照表17-5选取 3.带速 4.中心距、带长及包角 根据式（17-18） 初步确定中心距 根据式（17-19）初步计算带的基准长度 由表17-9，选带的基准长度 按式（17-21）计算实际中心距 ，圆整取 根据式（17-22）验算小轮包角 5.带的根数 按式（17-23） 由表17-3，查得 由表17-7，查得 由表17-8，查得 由表17-9，查得 取根 6.初拉力 按式（17-24） 由表17-1查得 7.作用在轴上的载荷 按式（17-25） 九、传动装置的运动和动力参数： 1.各轴转速 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 2.各轴输入功率 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 曲柄转盘则为： Ⅰ-Ⅲ轴的输出功率则分别是输入功率乘轴承效率； 3.各轴输入转矩 电动机的输出转矩： Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 曲柄转盘 Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率； 运动和动力参数计算结果整理于下表： | , , 电动机 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
轴名 | 效率 | 转矩 | 转速 | 传动比 | 效率 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
输入 | 输出 | 输入 | 输出 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
电机轴 | 2.58358 | 25.70 | 960 | 4.00 | 0.96 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Ⅰ轴 | 2.48024 | 2.44304 | 98.688 | 97.208 | 240 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
3.70167 | 0.95545 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Ⅱ轴 | 2.36974 | 2.33419 | 349.036 | 343.801 | 64.8356 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
2.96134 | 0.95545 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Ⅲ轴 | 2.26417 | 2.23021 | 987.566 | 972.753 | 21.8940 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
1.00 | 0.95545 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
曲柄转轴 | 2.20790 | 2.17478 | 963.025 | 948.580 | 21.8940 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
十、齿轮的传动计算 Ⅰ.高速级齿轮 （一）选择材料，确定许用应力 1．材料 大，小齿轮均采用选用40Cr表面淬火，齿面硬度为48-55HRC，平均取齿面硬度50HRC。 2．确定许用弯曲应力 (1)总共作用时间 由已知，总共作用时间 (2)寿命系数YN 由式（18-17）及表18-10，弯曲应力循环次数 由图18-25，取寿命系数 (3)弯曲疲劳极限 由图18－8，取极限应力 (4)尺寸系数 估计模数，由图18-26,取尺寸系数 (5)安全因数 参照表18-11，取安全因数 (6)计算许用弯曲应力 由式(18-21),显然故 3.确定许用接触应力 (1)寿命系数 接触应力循环次数 ， 由图18-21，取接触强度计算的寿命系数， (2)接触疲劳极限 由图18-4 ，取极限应力 (3)安全因数 参照表18-11，取安全因数 (4)许用接触应力 由式(18-16)及，许用接触应力 （二）选择齿数，齿宽系数及精度等级 （1）初取齿数 初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数 圆整取 （2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径， 则齿宽 取大齿轮齿宽 齿轮圆周速度 选6级精度等级 （三）确定载荷系数 （1）使用系数 由表18-7，取 （2）动载系数 由表18-14，取 （3）齿向载荷分布系数 由图18-16，取 （4）齿间载荷分配系数 由齿轮切向力 及条件 查表18-8，取 （5）计算 由式(18-8)及式(18-9)，载荷系数 （四）重合度计算 初估螺旋角，依据式（18-29）及表8-5中公式可求得 （1）端面重合度 （2）纵向重合度 （3）总重合度 （五）齿根抗弯疲劳强度计算 （1）齿形系数 当量齿数 查图18-23，取 （2）应力修正系数 由图18-24，取 （3）重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 由式（18-33）可得当量齿轮端面重合度 于是，由式（18-32）可得重合度系数 （4）螺旋角系数 查图18-28，取 （5）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数 由于 故由式（18-31），为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数 取标准模数 （六）确定主要参数 （1）中心距 初算中心距 圆整取 （2）螺旋角 满足几何条件的螺旋角 与初取相差较大。改取，则螺旋角 （3）验算传动比误差 实际齿数比 传动比误差 满足使用要求 （4）计算分度圆直径 与初估相差不大 （5）齿轮宽度 取大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （七）齿面接触疲劳强度验算 （1）弹性系数 查表18-9， （2）节点区域系数 查图18-20，取 （3）重合度系数 由式（18-28） （4）螺旋角系数 由式（18-27）， （5）校核齿面接触疲劳强度 由式（18-26），齿面接触应力 故，齿面接触疲劳强度足够； （八）齿面静强度验算 （1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力 （2）校核齿面静强度 根据过载条件，由式（18-22），齿面最大接触应力 齿面静强度足够 （九）齿根抗弯静强度验算 （1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-25，取寿命系数；于是由式（18-23），许用接触应力 （2）计算齿根弯曲应力 由式（18-18），及 （3）求最大弯曲应力并校核强度 由式（18-22），最大弯曲应力 静强度满足要求 Ⅱ.低速级齿轮 （一）选择材料，确定许用应力 1．材料 大，小齿轮均采用选用40Cr表面淬火，齿面硬度为48-55HRC，平均取齿面硬度50HRC。 2．确定许用弯曲应力 (1)总共作时间 由已知，总共作时 (2)寿命系数YN 由式（18-17）及表18-10，弯曲应力循环次数 由图18-25，取寿命系数 (3)弯曲疲劳极限 由图18－8，取极限应力 (4)尺寸系数 估计模数，由图18-26,取尺寸系数 (5)安全因数 参照表18-11，取安全因数 (6)计算许用弯曲应力 由式(18-21),显然故 3.确定许用接触应力 (1)寿命系数 接触应力循环次数 ， 由图18-21，取接触强度计算的寿命系数 ，； (2)接触疲劳极限 由图18-4 ，取极限应力 (3)安全因数 参照表18-11，取安全因数 (4)许用接触应力 由式(18-16)及，许用接触应力 （二）选择齿数，齿宽系数及精度等级 （1）初取齿数 初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数 圆整取 （2）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽 取大齿轮齿宽 齿轮圆周速度 选6级精度等级 （三）确定载荷系数 （1）使用系数 由表18-7，取 （2）动载系数 由表18-14，取 （3）齿向载荷分布系数 由图18-16，取 （4）齿间载荷分配系数 由齿轮切向力 及条件 查表18-8，取 （5）计算 由式(18-8)及式(18-9)，载荷系数 （四）重合度计算 初估螺旋角，依据式（18-29）及表8-5中公式可求得 （1）端面重合度 （2）纵向重合度 （3）总重合度 （五）齿根抗弯疲劳强度计算 （1）齿形系数 当量齿数 查图18-23，取 （2）应力修正系数 由图18-24，取 （3）重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 由式（18-33）可得当量齿轮端面重合度 于是，由式（18-32）可得重合度系数 （4）螺旋角系数 查图18-28，取 （5）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数 由于 故由式（18-31），为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数 取标准模数 （六）确定主要参数 （1）中心距 初算中心距 圆整取 （2）螺旋角 满足几何条件的螺旋角 （3）验算传动比误差 实际齿数比 传动比误差 满足使用要求 （4）计算分度圆直径 与初估相差不大 （5）齿轮宽度 取大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 （七）齿面接触疲劳强度验算 （1）弹性系数 查表18-9， （2）节点区域系数 查图18-20，取 （3）重合度系数 由式（18-28） （4）螺旋角系数 由式（18-27）， （5）校核齿面接触疲劳强度 由式（18-26），齿面接触应力 齿面接触疲劳强度足够 （八）齿面静强度验算 （1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力 （2）校核齿面静强度 根据过载条件，由式（18-22），齿面最大接触应力 齿面静强度足够 （九）齿根抗弯静强度验算 （1）确定许用接触应力 参照表18-11，取静强度安全因数；由图18-25，取寿命系数；于是由式（18-23），许用接触应力 （2）计算齿根弯曲应力 由式（18-18），及 （3）求最大弯曲应力并校核强度 由式（18-22），最大弯曲应力 静强度满足要求 十一、减速器机体的尺寸设计 机座壁厚度： 机盖壁厚度： 机座凸缘厚度： 机盖凸缘厚度： 机座底凸缘厚度： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数目： 香仁夏露轴承旁联接螺栓直径： 机盖与机座联接螺栓直径： 联接螺栓间距： 轴承端盖螺钉直径： 窥视孔盖螺钉直径： 定位销直径： 至外壁距离： 至凸缘边缘距离： 轴承旁凸台半径： 轴承旁凸台高度： 外机壁至轴承座端面距离： 大齿顶圆与内机壁距离： 齿轮端面与内机壁距离： 机盖机座肋板厚度： 地脚沉头座直径：40mm 十二、轴的设计 由式（20-2）各轴的直径 ， 查表20-3，对于40Cr材料的轴C=106-98。轴上有键槽时，会削弱轴的强度。对于直径的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故 中间轴各轴段设计： 1.各段轴的直径 轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且，由此选定。因此，轴承代号为32007。 轴段2与齿轮配合，且便于安装，取其标准系列 轴段3为定位轴肩，轴肩高度 取，则 轴段4与齿轮配合， 轴段5为轴承径，直径与相同 2.各段轴的长度 轴段2的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=62mm，取轴段2的长度略小于轮毂宽度 轴段1的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定： 轴段3为两轴间位置取 轴段5的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定： 轴段4的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=44mm，取轴段4的长度略小于轮毂宽度 十三、键的选择及强度校核 （一）连接带轮处 1.确定键的类型和尺寸 带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照带轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。 2.强度验算 因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1） 式中 由表15-1查取许用挤压应力为 故，满足强度要求 （二）.Ⅱ轴大轮处 1.确定键的类型和尺寸 6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。 2.强度验算 因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1） 式中 由表15-1查取许用挤压应力为，此处用双平键，按1.5倍强度计算 故，满足强度要求 （二）.Ⅲ轴大轮处 1.确定键的类型和尺寸 6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径时，键取为5v转12v。参照齿轮轮毂宽度，及普通平键的长度系列，取键长。 2.强度验算 因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1） 式中 由表15-1查取许用挤压应力为，此处用双平键，按1.5倍强度计算 故，满足强度要求 十四、轴承寿命计算及静强度 由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。 （一）两轴承所受径向载荷 由上，轴强度的计算知 1 .轴垂直面支反力 2.轴水平面支反力 3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力 （二）计算轴承所受的轴向载荷 1.计算内部轴向力 轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为 由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力，则 2.计算轴承所受的轴向载荷 轴上个轴向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出 取两者中较大者 取两者中较大者 （三）计算当量动载荷 由式（21-5），由表21-8取冲击载荷因数。系数X，Y与判断因子e有关，由手册中查的32009轴承， 轴承Ⅰ 镇流器外壳 故,则 轴承Ⅱ 故,则 (四)寿命计算 因,且两轴承型号相同，故只按Ⅰ轴承计算寿命即可。取由式（21-7）有 寿命高于43800 ，故满足寿命要求。 （五）静强度计算 1.计算轴承静载荷 由式（21-13），当量静载荷,由表21-13，32009型圆锥滚子轴承,故 2 .验算静强度 因,且两轴承型号相同，故只按Ⅰ轴承计算寿命即可。取。由表21-14，取静强度安全因数。由式（21-14） 故满足静强度要求。 十五、轴的强度校核 1．画轴的空间受力图 将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上； 2．作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出作用于轴上的载荷 齿轮Ⅰ切向力： 径向力： 轴向力： 齿轮II切向力： 径向力： 轴向力： 在垂直平面受力： 在水平平面受力： 3．作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图 垂直平面弯矩： 截面I： 截面II： 水平平面弯矩： 截面I： 截面II： 4．求合成弯矩M及作出合成弯矩阵图 5．作出转矩阵图 根据条件，取转矩 6.作出当量弯矩图，并确定可能的危险截面 已知材料为40Cr钢调质，由表20—1查得用插值法由表20-4查得[]，由已知条件，轴的转矩可按脉动循环考虑，即 则 截面I： 7．校核轴径 截面Ⅰ有双键，最小轴径应增大15%； 结论：按当量弯矩法校核，轴的强度足够！！ 十六、参考文献 《机械原理与机械设计》上册、下册 主编：张策 副主编：陈树昌 孟彩芳 机械工业出版社 《新编机械设计课程设计图册》 主编：陈铁鸣 高等教育出版社 《机械设计课程设计指导书》（第二版） 主编：龚桂义 高等教育出版社 《机械设计手册》 | 40Cr 接触疲劳强度足够 静强度满足要求 40Cr ， 疲劳强度足够 40mm 草莓托A型普通平键 A型普通双平键 A型普通双平键 满足静强度要求 | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
本文发布于:2024-09-21 13:31:15，感谢您对本站的认可！
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