第一次讨论课2011010541.docx

机械设计第一次讨论课林志杭 机14 20110105412．标准直齿圆柱齿轮传动设计方案见表1，齿轮精度为6级，工作寿命50000(小时)，工作转速1440(r/min),传动平稳，分别选择软齿面材料（例如结构钢正火）和硬齿面材料（例如合金钢渗碳淬火），比较其承载能力,并分析产生这种结果的原因。圆柱齿轮传动设计中齿数选择应遵循的什么原则。表1标准直齿圆柱齿轮传动设计方案方案小齿轮Z1大齿轮Z2齿宽b模数m中心距a0120601056.02400224721055.02400330901054.02400432961053.7524005401201053.024006481441052.524007601801052.024008802401051.524009962881051.25240101203601051.0240硬齿面齿轮：齿面硬度350HBW (38HRC); 软齿面齿轮：齿面硬度≤350HBW (38HRC)齿轮重合度变化情况：所以齿轮的重合度随齿数的增加而增加设计功率40kW时，软齿面材料（例如结构钢正火）齿轮受力情况：小齿轮：大齿轮：极限传递功率：设计功率40kW时，硬齿面材料（例如合金钢渗碳淬火）受力情况：小齿轮：大齿轮：极限传递功率：输入极限传递功率时齿轮的受力情况：软齿面：小轮：大轮：硬齿面：小轮：大轮：计算弯曲应力显含模数ｍ计算接触应力不显含模数ｍ分析及结论：由以上图像可知：齿数越大重合度越高。同样条件下，硬齿面齿轮力学性能比软齿面要好，尽可能选择硬齿面齿轮。当选择硬齿面齿轮，由于硬齿面抗点蚀能力强，但易发生齿根折断，齿根疲劳折断将是主要失效形式（即先发生弯曲疲劳失效）。在设计计算时，通常按弯曲疲劳强度设计。由于计算弯曲疲劳应力随齿数增大而增大，因此应当选取较小的齿数设计方案。（齿数不能过少，否则会发生根切现象）当不得不选择软齿面齿轮，由于软齿面抗点蚀能力差，润滑条件良好，齿面点蚀将是主要的失效形式（即先发生解除疲劳失效）。在设计计算时，通常按齿面接触疲劳强度设计。由于计算接触疲劳应力和齿数无关。同时，为了提高啮合度，应当适当增大齿数。（齿数不能过多，否则加工难度大，齿轮的相对精度下降）4．图2所示为手动蜗杆传动起重装置。已知模数m=4mm，蜗杆分度圆直径d1=40mm，蜗杆头数z1=1，蜗轮齿数z2=90，滚筒直径D=300mm，起重量FQ=8000N，蜗轮副的当量摩擦系数fv=0.12（忽略轴承的效率），作用在手柄上的推力F =150N，求：重物升高1m时蜗杆的转数，此装置能否自锁；所需手柄长度L；重物上升时蜗轮受力；图2重物下降时蜗轮受力，此时推动手柄所需的力F’；重物停止在空中时蜗杆受力。（1）q=d1/m=40/4=10tanγ=z1/q=1/10=0.10.12=fv所以可以自锁滚筒周长D*π=0.3π上升1m，蜗轮转n2=1/(0.3π)蜗杆转n1=n2*z2/z1=95.5（2）当量摩擦角ψv=arctan(fv)啮合效率η1= tanγ/ tan(γ+ψv)传动比i=z2/z1T2=FQ*D/2=1200N.mT1=F*L=26.69N.mT2=T1*i*η1代入数据联立解得L=197.92mm圆整L=200mm（3）轴向力Fa2=2T1/d1=1484.50 N方向：垂直纸面向里切向力Ft2 =2T2/d2=6666.67 N方向：水平向左径向力Fr2= Ft2/(tanαn/cosγ)=2438.57N方向：竖直向下（4）重物下降，所以蜗杆蜗轮副摩擦力方向改变，蜗杆传动的啮合效率η1改变η1= tan(γ-ψv)/ tanγ=-0.197T1’= T2/(i*η1)轴向力Fa2’=2T1’/d1=-3380 N方向：垂直纸面向外切向力Ft2’ =2T2/d2=6666.67 N方向：水平向左径向力Fr2’= Ft2’/(tanαn/cosγ)=2438.57N方向：竖直向下F’=T1/L=338.4N（5）重物静止时，手柄输入力矩为零：T1’’=0T2’’= FQ*D/2=1200 N.m蜗杆受力：轴向力Fa1’’=2T2’’/d2=6666.67 N方向：水平向右切向力Ft1 ‘’= 2T1’’/d1=0N方向：垂直纸面向里径向力Fr1’’= Ft2/(tanαn/cosγ)=2438.57N方向：竖直向上