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12314H例、2为行星轮1、3为中心轮1'、5为中心轮4为行星轮5为系杆H为系杆3固定1、2、3、4----行星轮系行星轮系1'、5均不固定1'、4、5、H----差动轮系5差动轮系划分轮系从行星轮入手53515351513nnnnnni2312zzzz11)(HHHHHnnnnnni5151514514zzzz1)1(三、复合轮系的传动比123234H556例1、2、2'、3---定轴轮系定轴轮系3'、4、5、H---差动轮系差动轮系5'、6---定轴轮系定轴轮系划分轮系HHHHHnnnnnni5353534534zzzz3113nni2132zzzz6565nni56zz-----3132213nnzzzzn----------56565nnzzn同转向与13nn反转向与65nn三、复合轮系的传动比例、减速器,已知各轮齿数,求i1H;又若n1=1375r/min,求输出轴H转一周的时间T。11553324H24解:2'、3、4、H2、1—1'、5‘—5、4HHHnnnni42423423zzzz24zz211221zznni1212nzzn51451414zzzznni154154nzzzzn设n1为顺时针1nHHHnnnni4242HHnnzzzznnzz1455112124zz---差动轮系---定轴轮系2n4nHn2Hn42n4nn2’、n4转向相反n2’、n4以异号代入差动轮系定轴轮系三、复合轮系的传动比例、减速器,已知各轮齿数,求i1H;又若n1=1375r/min,求输出轴H转一周的时间T。11553324H24解:1n2n4n代入数据,计算得:198000011HHnni当输出轴H转一圈时,输入轴1转1980000圈。min14401375198000019800001nTh24提问:nH的转向nH为“+”号,表明其转向与n2相同。nH为“+”号,表明其转向与n1相同。三、复合轮系的传动比d12、斜齿圆柱齿轮的受力分析1主动T1112dTFttantaFFcostanntrFF圆周力:径向力:轴向力:轮齿所受总法向力Fn可分解为三个分力:FaPFnFrnF'Ftcoscos2cos'n11nndTFF力的方向:轴向力Fa:法向力:主动轮:左旋用左手,右旋用右手。四指—,拇指—轴向力Fa从动轮:左旋用右手,右旋用左手。动画演示§5-6齿轮传动的受力、失效及计算准则三、齿轮的主要失效形式常见的失效形式有:轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形。1、轮齿折断过载折断:短时意外严重过载或冲击载荷时发生,属于静强度破坏,多发生于铸铁齿轮、整体淬火齿轮。疲劳折断:轮齿受弯曲变应力作用。提高抗断齿能力的措施:增大齿根过渡圆角半径,消除刀痕以减小应力集中;增大轴及支承的刚性,使轮齿受载均匀;在齿根处进行强化处理,如:喷丸、滚压;选用韧性好的材料,如:低碳钢;采用正变位,使sf增大。§5-6齿轮传动的受力、失效及计算准则四、齿轮的设计准则对一般工况下的齿轮传动,其设计准则是:■保证足够的齿根弯曲疲劳强度,以免发生齿根折断。■保证足够的齿面接触疲劳强度,以免发生齿面点蚀■并在材料、热处理、润滑等方面采取措施,避免齿面胶合。闭式软齿面齿轮:易发生点蚀,按接触疲劳强度设计,校核弯曲强度闭式硬齿面齿轮:易发生轮齿折断,按弯曲疲劳强度设计,校核接触强度开式齿轮:主要失效是磨损、断齿,不会出现点蚀,只按弯曲疲劳强度设计,然后将计算出的模数m加大10%20%§5-6齿轮传动的受力、失效及计算准则讨论1、齿形系数YFa(YSa)与m无关,只与齿数z及变位系数x有关,反映轮齿几何形状对弯曲应力的影响;SzxYFa强度Fz的影响x的影响FPFSsaFaFYZbmKTYYmbdKT121112232112FPFSdYzKTmYFa与Ysa表§5-8直齿圆柱齿轮强度计算2、一般Z1Z2,YFa1YFa2,YSa1YSa2,21FF112212SaFaSaFaFFYYYY应分别校核11FF22FFFPFSsaFaFYZbmKTYYmbdKT121112232112FPFSdYzKTm3、一般,21FF,应用设计公式时,应将111FSaFaYY和222FSaFaYY中的较大值代入计算m;4、齿轮的弯曲疲劳强度主要取决于m(b、z、x、材料一定);FF弯曲强度5、,要比较两齿轮的弯曲强度,应比较11FF和22FF的大小,等弯强的条件是2211FFFF§5-8直齿圆柱齿轮强度计算讨论1.一对啮合齿轮,H1=H2=H,但一般[H1][H2],因两齿轮材料、硬度、齿面工作次数可能不同,因此,一般在设计计算时应将[H1]和[H2]中的较小值代入设计公式中;2.齿面接触疲劳强度主要取决于齿轮直径d1(或中心距a)(b、u、x、材料一定),当d1或a值确定后,不论齿数和模数如何组合,接触应力不变;3.接触强度=[H]/H,而H1=H2=H,要比较两齿轮的接触强度,应比较[H1]和[H2]的大小,因此两齿轮等接触强度的条件是[H1]=[H2]。HEHuubdKTZ1112211311)1(112uuKTZddHPE§5-8直齿圆柱齿轮强度计算在满足弯曲强度的条件下,易取多齿数(z1),小模数(m)。一般z1=20~40;三、齿轮传动设计参数的选择1.齿数的选择z1↑→重合度ε↑→传动平稳m↓齿高h↓→滑动系数磨损齿形小,齿轮重量切削量2.齿宽系数d的选择d↑齿宽b↑,承载能力↑,齿宽b↑,齿面上沿齿宽载荷分布不均匀,Kβ↑b=dd1,圆整,即b2=b,b1=b2+(5~10)mm,便于安装,防止因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小。b1b2bb2b2b1b=b2d的选取可参考齿宽系数表§5-8直齿圆柱齿轮强度计算齿轮强度比较方法1、接触强度相等的条件:2211HHHH21HH21HH等强度条件为:2、弯曲强度相等的条件:2211FFFF21FFsaFaFYYmbdKT112111112saFaFYYmbdKT221122saFaFYYmbdKT等强度条件为:222111saFaFsaFaFYYYYSaFatFYYbmKF§6-2蜗杆传动主要参数及几何关系正确啮合条件2121tatammm2例:试判断蜗轮或蜗杆的转(旋)向。§6-2蜗杆传动主要参数及几何关系例、标出各图中未注明的蜗杆或蜗轮的转动方向,绘出蜗杆和蜗轮在啮合点处的各分力的方向(均为蜗杆主动)。n112n112n221n1122n2Ft2Fa1Ft1Fa2Ft1Fa2n2Ft2Fa1n1Ft2Fa1Ft1Fa2Fa2Fa2Ft1Fa1Ft2Ft2n2n2§6-2蜗杆传动的失效形式、材料选择及受力分析受力分析例题1传动系统如图,已知轮4为输出轮,转向如图,试:1、合理确定蜗杆、蜗轮的旋向;2、标出各轮受力方向。1234n4n3n2Fa4Fa3Fa2Ft1n1Fa1Ft2Ft3Ft4图示为一起重装置,欲使重物上升,试在图上画出:1、电机转向n1;2、斜齿轮2的旋向;3、啮合点受力方向。受力分析例题2n2’n3’Fa2’Fa3’n4Ft3Ft2’Ft3’Fa443’32’21电机n3n2n1Fa2Fa1Fa3Ft4Ft2Ft1平带与V带的比较V带因有楔形增压作用,较平带承载能力强;FQFNFN/2FN/2FQ传动比相同时,V带中心距可以比较小,传动装置尺寸小;V带无接头,运行较平稳;V带一般是多根带同时工作,其中一根带破坏,机器不致立即停车;V带价格较平带高。传递同样载荷时,V带的张紧力较小;平带的极限摩擦力为:FNf=FQf则V带的极限摩擦力为:QVQNFffFfF2sinFN=FQFN=FQ/sin(/2)11§8-1带传动概述22一、受力分析安装时,带以一定的预紧力F0紧套在带轮上,由于F0的作用,带和带轮的接触面上就产生了正压力;不工作时,带两边的拉力相等,均为F0。工作时,一边拉紧,一边放松。1、有效圆周力(有效拉力)Fe带进入主动轮的一边,叫紧边,其拉力由F0F1(紧边拉力);带退出主动轮的一边,叫松边,其拉力由F0F2(松边拉力);拉力差Fe=F1-F2F0F0F0F0从动轮主动轮n1n2F1F1F2F2松边紧边FeFe§8-2带传动的基本理论feFF21与21FFFe联立,可得:11ffeceeFF12feceFF再代入112lim210ffeeeFFFF1120maxlimfffeeeFFF),,(0fFf4、带传动的最大有效拉力Fec(极限摩擦力Ffmax)及其影响因素欧拉公式给出的是带传动在极限状态下各力之间的关系,或者说是给出了一个具体的带传动所能提供的最大有效拉力Fec。§8-2带传动的基本理论11111(1)1(1)()1efffeeffFFFFeeeFFFee2222(1)1()1ffeefFeFFFeFFe二、带的弹性滑动和打滑)/(6000011d1smndv)/(6000022d2smndv其中:(演示→)1、弹性滑动:由于拉力差和带的弹性变形而引起的带相对带轮的局部滑动。F2F2F1F1主动轮n1从动轮n2紧边:AEF11松边:AEF22∵F1F2∴12带绕过主动轮时,带一边绕进,一边向后收缩,使带速落后于轮速:v带v1。带绕过从动轮时,带一边绕进,一边向前伸长,使带速超前于轮速:v带v2。∴从动轮的圆周速度v2<主动轮的圆周速度v1§8-2带传动的基本理论max2bc1b1maxn1n2cc211b结论:*最大应力发生在带的紧边开始绕上小带轮处;*带上任一点的应力是变化的,带易发生疲劳破坏。§8-2带传动的基本理论单根V带所能传递的有效拉力为(不打滑条件):)11()11(1121limVVffeeAeFFFFmax=1+b1+c≤[]V带的疲劳强度条件为(不疲劳条件):或1=[]–b1–c代入得:)11()]([1limVfcbeeAF1000lim0vFPe单根V带所允许传递的功率为:KWAveVfcb1000)11)(]([1(P0→)一.单根V带的许用功率由此公式制成P0数据表(表8-4)。§8-3V带传动设计单根V带的许用功率P0数据表是在特定实验条件下得到的。实验条件:①传动比i=1(包角=180°,两轮直径相等且为最小);②特定长度;③平稳的工作载荷。实际条件:①i≠1→大轮直径↑→弯曲应力↓,承载能力↑→功率增量ΔP(表8-5、6)小轮包角↓→包角系数Ka(表8-9)②带长不同→带变短,循环次数↑,易疲劳→长度系数KL(表8-7、8);③工作载荷不平稳→载荷系数KA(表8-10)。修正后单根V带的许用功率:[P0]=(P0+ΔP0)·KL·Ka计算载荷:Pc=KA·P带的根数:LACKKPPPKPPZ)(][00§8-3V带传动设计V带传动设计步骤:1.确定计算功率PcaPKPAca式中:KA------工作情况系数,(表8-10)2.选择带型根据Pca和n1由选型图(图8-7
本文标题:机械设计基础知识点与考点总复习2
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