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          廊坊斗式提升機

          放大字體  縮小字體 發布日期:2018-06-27  瀏覽次數:17


          圖2-5

          (1)選擇軸的材料
              選用45#鋼,滲碳處理。
          (2)估算軸危險截面直徑
          將軸看成兩端鉸接的梁,則軸上的受力情況如下圖:

           
          圖2-6

          由上圖不難看出在與鏈輪配合處的軸段所受彎矩最大,其值:
          Mmax=FrL/2                                                           2-7
              =P1L/4
              =18096×627/4
              =2822976N.mm
              =2822N.m
          P1——物料、牽引件及料斗等重力的合力(N),經計算得P1=18096N
              Fr——軸承的支反力(N),經分析等于P1/2=9048N;
              L——兩受力點間的距離(mm),由構造設計得L=627mm。
          扭矩按轂的中點計算,所以
              T=P(d2/2+t1/2)                                                        2-8
              =3582.3×(75/2+4.3/2)
              =142038.8N.mm
              =142N.m
          P——斗提機的圓周力(N);
              t1——轂深,查《機械設計課程設計》表4.5-1得t1=4.3mm
          剪力圖、彎矩圖及扭矩圖如下:

           
          圖2-7

          此軸為轉軸,按彎扭合成計算與聯軸器配合段軸徑:
          因為此軸既受彎矩又受扭矩
          由公式知:

                                                           2-9

          M─彎矩(計算得2822N.m)
          T─扭矩(計算得142N.m)
           ─校正系數(扭應力不變時取0.65)
           ─軸的許用彎曲應力(查表得170M )
          ∴d =67.55 mm
          此處開有鍵槽,軸徑增大5﹪
           =67.55×(1+0.05)=70.92mm
          (3)精確強度校核計算
              軸強度的精確校核是在軸的結構及其尺寸確定后進行的,通常采用安全系數校核法。軸的安全系數校核計算包括兩個方面:疲勞強度安全系數和靜強度安全系數校核。
             ①疲勞強度安全系數校核
          疲勞強度安全系數校核的目的是校核軸對疲勞破壞的抵抗能力,它是在經過軸的初步計算和結構設計后,根據其實際尺寸,承受的彎矩、轉矩圖,考慮應力集中,表面狀態,尺寸影響等因素及軸材料的疲勞極限,計算軸的危險截面處的安全系數值是否滿足許用安全系數值。
          S=  
          許用安全系數S

          表2-8
          條件 S

          材料的力學性能符合標準規定(或有實驗數據),加工質量能滿足設計要求。 載荷確定精確,應力計算準確
          載荷確定不夠精確,應力計算較近似
          載荷確定不精確,應力計算較粗略和軸徑較大(d 200mm)
          脆性材料制造的軸 1.3~1.5
          1.5~1.8
          1.8~2.5
          2.5~3

          a) S -只考慮彎矩作用時的安全系數

          S  =                                                   2-10

           —對稱循環應力下的材料彎曲疲勞極限, =210MPa;
           —彎曲時的有效應力集中系數, =1.76;
           —表面質量系數( =1.9,滲碳處理);
           —彎曲時的尺寸影響系數, =0.81;
           —-材料拉伸的平均應力折算系數;
           —彎曲應力的應力幅, =14.23   (  ,
          Z = -  , b=20,t=12,)
           —彎曲應力的平均應力,0MPa(對稱循環 )
          所以: S  = =1.54
          b) -只考慮扭矩作用時的安全系數

          S =                                                      2-11


           —對稱循環應力下的材料扭轉疲勞極限, =140MPa
          K —扭轉時的有效應力集中系數,K =1.54
           —扭轉時的尺寸影響系數,  =0.76
           —-扭轉的平均應力折算系數
           —扭轉應力的應力幅, =51.44MPa( ,
          Z = -  , b=20,t=12,);
           —扭轉應力的平均應力,0MPa(對稱循環 )
              所以:S = =2.55
          綜合2-10、2-11得:S= =1.33 
          S  (載荷確定精確,應力計算準確S -按疲勞強度計算的許 用安全系數,見上表);                                   
              所以疲勞強度滿足條件
              ②靜強度安全系數校核
               本方法的目的是校驗軸對塑性變形的抵抗能力,即校核危險截面安全系數。
                = 
               靜強度的許用安全系數S

          表2-9
           
          0.45~0.55 0.55~0.7 0.7~0.9 鑄造軸
          S
          1.2~1.5 1.4~1.8 1.7~2.2 1.6~2.5
                 
          a) 只考慮彎曲時的安全系數

          S =                                                            2-12
            ——材料的拉伸屈服點   =300 MPa
          Z——軸危險截面的抗彎截面系數,14.23cm
          M ——軸危險截面上的最大彎矩2822N m
              所以:S = =2.2
          b) 只考慮扭轉時的安全系數

          S =                                                             2-13

           -材料的扭轉屈服點,一般 =0.60
          Z -軸危險截面的抗扭截面模數,Z =6.065
          T -軸危險截面上的最大扭矩,142N m
              所以: S = =3.
              綜合2-11、2-12得: = =3.5  S =(1.7~2.2)

          所以滿足靜強度條件
          ③軸的剛度校核
          由于軸短,所以無須進行剛度校核
          (4)軸伸處外伸軸徑 (軸在此處僅受扭矩的作用)

           =17.2                                                          2-14

          =53.32mm
          根據取整原則 =55mm。
          2.6鏈輪的設計
          鏈輪分度圓直徑d=p/sin(180º/z)                                          2-15
          =pK
          =100×3.8637


          特別提示:本信息由相關企業自行提供,真實性未證實,僅供參考。請謹慎采用,風險自負。


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