【機械類畢業(yè)論文中英文對照文獻翻譯】校核齒根彎曲疲勞強度
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校核齒根彎曲疲勞強度
根據(jù)文獻[4]中仿公式(10-16)得
(3-35)
當齒數(shù) (3-36)
根據(jù),,從文獻[4]圖11-19中可查得齒形系數(shù)。
螺旋角系數(shù) (3-37)
許用彎曲應力 (3-38)
從文獻[4]表11-8查得由ZcuSn10P1制造的蝸輪的基本許用應力
壽命系數(shù) (3-39)
∴
∴
彎曲強度是滿足的。
蝸桿軸徑鍵連接強度計算
(3-42)
式中:T—傳動的轉矩,,;
k—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,,此處h為鍵的高度,單位mm;
l—鍵的工作長度,單位為mm,圓頭平鍵;
d—軸的直徑,mm;
—鍵,軸,輪廓三者中最弱材料的許用擠壓應力,為100~120,見文獻[4]表6-2。
則
垂直調(diào)整系統(tǒng)設
上導盤垂直調(diào)整電機容量選擇
(4-1)
式中:—轉動調(diào)整螺栓的靜力矩;
—電機額定轉數(shù),r/min;
—傳動系統(tǒng)的總速比;
—傳動系統(tǒng)的機械效率。
鎖緊液壓缸的計算
平衡力計算
對E點取矩
X軸力平衡
對C點取矩:
聯(lián)立得
被平衡的總重量
G=上導盤架的重量+導盤輪轂的重量+其他零件重量 (4-4)
經(jīng)計算得
液壓缸的參數(shù)計算
重新計算液壓桿所能承受的最大載荷
壓缸柱塞直徑的校核
壓缸缸體壁厚的計算
由文獻得,液壓缸缸體壁厚的校核公式如下
式中:—液壓缸的所受的載荷,;
D—缸體內(nèi)徑,;
—缸體材料的許用應力(,為材料的屈服極限,由文獻表3.1-8可知,選缸體材料為QT800-2,得,n為安全系數(shù),取n=5,求)。
垂直調(diào)整機構減速器選擇
選擇單級圓錐齒輪減速器,輪齒可做成直齒、斜齒或曲線齒,用于兩軸垂直相交的傳動中,也可用于兩軸垂直相錯的傳動中。由于制造安裝復雜、成本高,所以僅在傳動布置需要時才采用,其傳動比在8~10。
主要零件的強度校核計算
調(diào)整螺栓的強度計算
圖5.1 調(diào)整螺栓受力示意圖
對受力較大的螺栓需進行強度計算:
螺栓工作時承受軸向壓力F和扭矩的作用,螺栓危險截面上既有壓縮應力,又有切應力。因此,校核螺絲強度時應根據(jù)第四強度理論求出危險截面的應力
(5-2)
式中:F—螺栓所受到的軸向壓力,;
A—螺栓螺紋段的危險截面面積,,單位為;
—螺栓螺紋段的抗扭截面系數(shù),,單位為;
T—螺栓所受到的扭矩,,單位為;
—螺栓材料的許用應力,單位為,查文獻[4]中,表5-47得:
調(diào)整螺母的強度計算
螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞,一般螺母的材料強度低于螺栓,故只需要校核螺母螺紋牙的強度。
如果將一圈螺紋沿螺母的螺紋大徑D處展開,則可看作寬度為的懸臂梁。假設螺母每圈螺紋所承受的平均壓力為,并且作用在一螺紋中徑為直徑的圓周上,則螺紋牙危險面的剪切強度條件為
(5-7)
螺紋牙危險截面的彎曲強度條件為
(5-8)
式中:l—彎矩力臂,;
b—螺紋牙根部的厚度,單位mm,對于矩形螺紋;對于梯形螺紋;對于鋸齒形螺紋(P為螺紋螺距,即);
—螺母材料的需用應力,單位為;
—螺母材料的許用彎曲應力,單位為。
當螺栓和螺母的材料相同時,由于螺栓的小徑小于螺母螺紋的大徑D,故應校核螺栓螺紋牙的強度,所以將公式中的D用代替。
主傳動軸的設計計算
傳動軸的直徑設計
根據(jù)文獻[4]中公式(15-2)得
(6-1)
式中:—扭轉切應力,單位為MP;
T—軸所受的扭矩,單位為;
——軸的抗扭截面系數(shù),單位為;
n——軸的轉速,單位為r/mm;
P——軸傳遞的功率,單位為;
——計算截面軸的直徑,單位為mm。
傳動軸扭轉強度校核
1、文獻[4]中公式(15-1)得
主傳動軸軸承的選擇
1、選擇軸承類型
2選擇軸承尺寸
3計算軸承壽命
根據(jù)文獻[5]公式(28.3-11)計算軸承壽命
主傳動軸聯(lián)軸器的選擇
潤滑方式的選擇
試車方法和對控制系統(tǒng)的要求
設備的可靠性和經(jīng)濟評價
總結
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