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第一次讨论课2011010541
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
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