千斤頂 機(jī)械 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書

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1、千斤頂 機(jī)械 設(shè)計(jì)計(jì)算闡明書 . 千斤頂 設(shè)計(jì)計(jì)算闡明書 班級：09車輛2班 姓名： 王超 1225 王洪濤 1226 指引教師：何朝明 6月 目錄 千斤頂設(shè)計(jì) 第1章 問題的提出 1.1項(xiàng)目背景…………………………………………………..… 3 第2章 機(jī)構(gòu)選型設(shè)計(jì) 2.1自鎖裝置的選擇…………………………………………..… 3 2.1.1螺旋副自鎖機(jī)構(gòu)………………………………………....3

2、 2.1.2斜面自鎖機(jī)構(gòu)…………………………………………....6 2.2力放大機(jī)構(gòu)的選擇…………………………………………...8 2.2.1方案一……………………………………………………8 2.2.2方案二…………………………………………………....9 第3章 機(jī)構(gòu)尺度綜合 3.1力放大機(jī)構(gòu)齒輪尺寸………………………………………..10 3.2斜面自鎖機(jī)構(gòu)斜面傾角尺寸………………………………..15 第4章 力放大機(jī)構(gòu)各齒輪強(qiáng)度校核………………………………....16 第5章 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分

3、析……………………………………………............26 力放大機(jī)構(gòu)各齒輪運(yùn)動分析…………………………... ............26 第6章 機(jī)構(gòu)動力分析………………………………………………. ..28 6.1自鎖機(jī)構(gòu)動力分析……………………………………..... ..28 6.1.1螺旋副自鎖機(jī)構(gòu)動力分析………………..……….......28 6.1.2斜面自鎖機(jī)構(gòu)動力分析………………….....................30 6.2力放大機(jī)構(gòu)動力分析…………………………………........32 第

4、7章 收獲與體會…………………………………………………....36 第8章 道謝……………………………………………………............37 參照文獻(xiàn) ……………………………………………………………....37 附錄1 ………………………………………………………........……..38 附錄2 …………………………………………………........…………..45 附錄3…………………………………………………….....…………..46 - 2 - 第1章.問題的提出 1.1項(xiàng)目背景 千斤頂是一種垂直起

5、重高度不不小于一米的最簡樸的起重設(shè)備，千斤頂一般用于廠礦、交通運(yùn)送等部門完畢起重、支撐等工作。其構(gòu)造輕巧結(jié)實(shí)、靈活可靠，一人即可攜帶和操作。千斤頂以它可實(shí)現(xiàn)力矩放大和受力自鎖這兩個(gè)重要特性，為目前的實(shí)際生產(chǎn)生活帶來了巨大的便捷。因此在做這次機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)的時(shí)候，我們把目光投向了千斤頂，據(jù)我們所知，常用的千斤頂可分為三類：齒條千斤頂，螺旋千斤頂，液壓千斤頂和氣囊式氣動千斤頂。它們又分別具有如下特點(diǎn)： 一 齒條千斤頂：由人力通過杠桿和齒輪帶動齒條頂舉重物。起重量一般不超過20噸，可長期支持重物，重要用在作業(yè)條件不以便的地方或需要運(yùn)用下部的托爪提高重物的場合，如鐵路起軌作業(yè)。

6、二 螺旋千斤頂：由人力通過螺旋副傳動，螺桿或螺母套筒作為頂舉件。一般螺旋千斤頂靠螺紋自鎖作用支持重物，構(gòu)造簡樸，但傳動效率低，返程慢。自降螺旋千斤頂?shù)穆菁y無自鎖作用，但裝有制動器。放松制動器，重物即可自行迅速下降，縮短返程時(shí)間，但這種千斤頂構(gòu)造較復(fù)雜。螺旋千斤頂能長期支持重物，最大起重量已達(dá)100噸，應(yīng)用較廣。下部裝上水平螺桿后，還能使重物做小距離橫移。 三 液壓千斤頂：由人力或電力驅(qū)動液壓泵，通過液壓系統(tǒng)傳動，用缸體或活塞作為頂舉件。液壓千斤頂可分為整體式和分離式。整體式的泵與液壓缸聯(lián)成一體；分離式的泵與液壓缸分離，中間用高壓軟管相聯(lián)。液壓千斤頂構(gòu)造緊湊，能平穩(wěn)頂升重物，起重量最大

7、達(dá)1000噸，行程1米，傳動效率較高，故應(yīng)用較廣；但易漏油，不適宜長期支持重物。 如長期支撐需選用自鎖千斤頂，螺旋千斤頂和液壓千斤頂為進(jìn)一步減少外形高度或增大頂舉距離，可做成多級伸縮式。 液壓千斤頂除上述基本型式外，按同樣原理可改裝成滑升模板千斤頂、液壓升降臺、張拉機(jī)等，用于多種特殊施工場合。 基于齒條千斤頂起重量較小，螺旋千斤頂構(gòu)造復(fù)雜且有的不能自鎖，及液壓千斤頂不適宜長時(shí)間支持重物，我們小構(gòu)成員自行設(shè)計(jì)了一種運(yùn)用行星周轉(zhuǎn)輪系來放大力矩原理的千斤頂，那么該千斤頂具有了起重量較大，能實(shí)現(xiàn)自鎖，構(gòu)造較簡樸，可以長時(shí)間支持重物的特點(diǎn)，分別彌補(bǔ)了上述幾種類型千斤頂?shù)哪承┚窒扌灾帯?

8、 第2章．機(jī)構(gòu)選型設(shè)計(jì) 2.1自鎖裝置的選擇 2.1.1螺旋副自鎖機(jī)構(gòu)[1] 如圖， 千斤頂設(shè)計(jì) 運(yùn)用螺旋副的摩擦與自鎖原理。螺旋副中的螺旋線可以在平面上展開為一種直角三角形，這樣我們可以更以便的來分析螺旋副中的摩擦狀況。在進(jìn)行螺旋副的力分析時(shí)候，螺母與螺桿之間的互相作用力可以當(dāng)作是集中作用在中徑d2上，螺紋中徑螺旋線的升角用?表達(dá)。 在螺旋副的運(yùn)動方面，螺母沿螺桿軸線的上升轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的上升，稱為正行程；螺母沿螺桿軸線的下降轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的下降，稱為反行程。 在螺旋副的受力方面，作用于螺母2上的軸向力FQ仍然與螺桿

9、軸線方向平 行，方向?yàn)榇怪毕蛳?；作用于螺母上的力矩M轉(zhuǎn)化為水平集中力FP，兩者的關(guān)系為 M?FPd2 2 由圖可知：在正行程中，力FP與滑塊的運(yùn)動方向v21成銳角，因此該力為積極力；力FQ與滑塊的運(yùn)動方向成鈍角，所覺得阻力。而在另一圖中所示的反行程中則 反之，力FQ為積極力，力FP為阻力。 圖中的螺紋牙形為矩形，螺母與螺桿之間的接觸可以近似地當(dāng)作是平面接觸，那么，在對矩形螺紋中的摩擦力進(jìn)行分析時(shí)，滑塊與斜面之間的摩擦系數(shù)和摩擦角分別為f和?。 目前我們通過上述一系列的轉(zhuǎn)化，就很容易地對螺旋副進(jìn)行分析了。在圖中，滑塊1上受三個(gè)力：FP、

10、FQ和FR12。其中FR12為斜面作用于滑塊上的力，是垂直于斜面的正壓力和平行于斜面的摩擦力兩個(gè)分力的矢量和，這兩個(gè)分力在圖中沒有畫出來，因此我們不必分別考慮，可根據(jù)移動副的運(yùn)動副反力與構(gòu)件的相對運(yùn)動速度v21方向成90???，直接畫出FR12的方向。 - 4 - 千斤頂設(shè)計(jì) 根據(jù)滑塊2的平衡條件FP?FQ?FR12?0，可以畫出力分析的封閉多邊形。由力封閉多邊形可以得出，正行程中有： M?d2 2FQtan(?? ?) 可以采用與正行程相似的分析措施對反行程進(jìn)行分析，同樣可以得到在反行程中有： M??d2

11、 2FQtan(???) 目前我們在該螺旋副的設(shè)計(jì)中，需要的是其反行程可以自鎖，即無論FQ多大，螺母2也不會相對于螺桿1運(yùn)動，從圖中可以看出，F(xiàn)Q與斜面的垂線方向之間的夾角就是升角?，根據(jù)平面移動副的自鎖條件，可以得到螺旋副反行程的自鎖條件為： ??? 因此，在這里我們只需要做出一種滿足該條件的螺旋副夾角，就可以使螺母 - 5 - 千斤頂設(shè)計(jì) 反行程達(dá)到自鎖的效果。 2.1.2斜面自鎖機(jī)構(gòu) [1] 如圖， 運(yùn)用斜面機(jī)構(gòu)自鎖原理。該斜面機(jī)構(gòu)自由度為1，也是最簡樸的低副機(jī)構(gòu)，它可以將構(gòu)件2水平方向的移動變?yōu)?/p>

12、構(gòu)件3垂直方向的移動。 在這里，我們先擬定各個(gè)運(yùn)動副反力的方向和大小。我們把斜面機(jī)構(gòu)的運(yùn)動提成正行程和反行程兩種狀況。在正行程中，F(xiàn)P是驅(qū)動力，構(gòu)件2向左運(yùn)動，構(gòu)件3向上運(yùn)動；在反行程中，F(xiàn)Q是驅(qū)動力，構(gòu)件3向下運(yùn)動，構(gòu)件2向右運(yùn) 動。 一方面進(jìn)行正行程分析，構(gòu)件2、3相對機(jī)架1的移動速度v21和v31以及構(gòu)件3 - 6 - 千斤頂設(shè)計(jì) 相對于構(gòu)件2的移動速度v32如圖所示。再根據(jù)移動副運(yùn)動副反力方向的擬定方 法，可以擬定出運(yùn)動副反力FR31、FR32??FR12、FR12的方向，構(gòu)件2的力平衡方 程為： FR32

13、?FR12?FP?0 構(gòu)件3的力平衡方程為： FR32?FR13?FQ?0 根據(jù)各個(gè)運(yùn)動副反力的方向和力平衡方程，可以畫出力矢量封閉多邊形，如圖所示。力矢量封閉多邊形是由兩個(gè)三角形構(gòu)成的，對每個(gè)三角形應(yīng)用正弦定理，就可以求出各個(gè)力之間的關(guān)系。 圖中可以得到： FR23FP ?sin(??2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 按照相似的過程和措施，我們可以反行程進(jìn)行分析，如圖, 得出在反行程中：

14、 FR23FP? sin(??2?)sin(90???) - 7 - 千斤頂設(shè)計(jì) FQFR23 ?sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓可得： FP?FQtan(??2?) 可以得到斜面機(jī)構(gòu)自鎖條件為： ??2? 我們只要制作出一種滿足該自鎖條件的斜面機(jī)構(gòu)，就可以使斜面在反行程的時(shí)候達(dá)到自鎖效果。 兩種方案都很巧妙地應(yīng)用了運(yùn)動副自鎖的原理，我們將接下來對這兩種方案都進(jìn)行一定研究和分析。 2.2力放大機(jī)構(gòu)的選擇 2.2.1方案一[1] 如圖， 力

15、的放大機(jī)構(gòu)是由四個(gè)同樣大小的齒輪組合而成，其中大齒輪與小齒輪嚙合，如此這樣，其對力的放大就是大齒輪直徑之積比小齒輪直徑之積： i?D1D2D3D4 ， d1d2d3d4 我們設(shè)計(jì)的大齒輪齒數(shù)為Z2?75，小齒輪齒數(shù)為Z1?15，大小齒輪的模數(shù) - 8 - 千斤頂設(shè)計(jì) 都是m?2，則可以擬定大齒輪的直徑為D?150mm,小齒輪的直徑為d?30mm。 這樣的話，我們能得到的放大倍數(shù)為： 1504 ?625 i?304 該種方案構(gòu)造十分簡樸而一目了然，且傳動比即力的放大比也很容易計(jì)算出來。但顯然該方案所達(dá)到的力的放大效果不是很

16、抱負(fù)，比較小，并且四種同樣的齒輪排列成一排并沒有對每個(gè)齒輪的承載能力進(jìn)行充足的運(yùn)用，僅僅只是最大限度的運(yùn)用第四個(gè)齒輪的承載能力，導(dǎo)致了對其他齒輪的揮霍，此外這種簡樸的齒輪排列方式顯得非常原始和沒有技術(shù)含量，空間的運(yùn)用十分粗獷而不節(jié)省。 2.2.2方案二 [1] 如圖 力的放大機(jī)構(gòu)是靠一組行星周轉(zhuǎn)輪系構(gòu)成的，其構(gòu)成有大齒輪和小齒輪的嚙合，內(nèi)齒輪與外齒輪的嚙合，下面我們將擬定該機(jī)構(gòu)的對力的放大比： A齒輪與B齒輪相對于系桿C的轉(zhuǎn)速比為 CiAB??A??Cz47??B?? ?B??CzA15 15?A。 62又由于內(nèi)齒輪B是固定的，即?B

17、?0，因此?C? A齒輪與G齒輪相對于系桿C的轉(zhuǎn)速比為 CiAG??A??Cz?z16?50??EG?? ?G??CzA?zF15?17 15?A代入上式，最后得A齒輪與G齒輪的轉(zhuǎn)速比為 62將?C? - 9 - 千斤頂設(shè)計(jì) iAG??A?3306.67 ?G ?A?3306 ?G 那么機(jī)構(gòu)對力的放大比為i? 行星周轉(zhuǎn)輪系雖然較為復(fù)雜，但是它空間占據(jù)小，自身重量較輕，傳動效率也比較高，承載能力高，傳動比往往可以達(dá)到幾千，且由于其具有內(nèi)齒輪嚙合，使得對空間的運(yùn)用更充足。 綜合上述兩種力放大機(jī)構(gòu)的特點(diǎn)，

18、我們覺得方案二對力的放大比非常大，更能符合我們對新設(shè)計(jì)的千斤頂?shù)奶匦砸?guī)定，故我們選擇方案二做為該千斤頂?shù)牧Ψ糯髾C(jī)構(gòu)。 第3章．機(jī)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 3.1力放大機(jī)構(gòu)齒輪尺寸[2] * 直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計(jì)目的是擬定基本參數(shù)Z1，Z2，m，?，ha，c*， x1，x1。 根據(jù)我們對該千斤頂?shù)囊?guī)定，我們根據(jù)國標(biāo)一方面擬定齒輪壓力角??20?，由于 *?1，頂隙系數(shù)規(guī)定的齒輪式正常齒制的齒輪，因此根據(jù)國標(biāo)得到齒頂高系數(shù)ha c*?0.25，我們設(shè)計(jì)的是原則齒輪，因此變位系數(shù)x1?x2?0。 - 10 - 千斤

19、頂設(shè)計(jì) 如圖，為了達(dá)到我們設(shè)計(jì)的規(guī)定，即力的放大比達(dá)到3000倍左右，我們先選擇齒輪齒數(shù)分別是ZA?15，ZE?16，ZB?47，ZF?17，ZG?50。目前在需要擬定的基本參數(shù)里面，尚有模數(shù)m沒有擬定，接下來的部分我們將具體運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)的知識來求出齒輪的模數(shù)m。在這里，我們以齒輪G為對象來擬定模數(shù)m，假設(shè)施加給齒輪G的力矩T?49000000N?mm。 我們運(yùn)用《機(jī)械設(shè)計(jì)》上齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的措施來做計(jì)算，在這里先大體簡介一下其計(jì)算公式。 由于輪緣剛度很大，故輪齒可以看作是寬度為b的懸臂梁。因此，齒根處為危險(xiǎn)截面，它可以用30?切線法擬定：作于齒輪對稱中線成30

20、?角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點(diǎn)平行于齒輪軸線的截面，即齒根危險(xiǎn)截面。 理論上載荷應(yīng)由同步嚙合的多對齒分擔(dān)（因端面重疊度??>1）,但為了簡化計(jì)算，一般假設(shè)所有載荷作用于只有一對齒嚙合時(shí)的齒頂進(jìn)行分析，另用重疊度系數(shù)Y?對齒根彎曲應(yīng)力予以修正。 沿嚙合線方向作用于齒頂?shù)姆ㄏ蛄n，可以分解為互相垂直的兩個(gè)分力：Fncos?F和Fnsin?F。前者使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力?b和切應(yīng)力?，后者使齒根產(chǎn)生壓縮應(yīng)力?c。彎曲應(yīng)力起重要作用，其他影響很小，為簡化計(jì)算，在應(yīng)力修正系數(shù)YSa，中考慮。 - 11 - 千斤頂設(shè)計(jì) 齒輪長期工作后，受拉

21、側(cè)先產(chǎn)生疲勞裂紋，因此齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)以拉側(cè)為計(jì)算根據(jù)。齒根的最大彎曲力矩 F2Tlcos?F M?Fncos?F?l?tlcos?F?cos?dcos? 計(jì)入載荷系數(shù)K、應(yīng)力修正系數(shù)YSa，重疊度系數(shù)Y?后，得彎曲強(qiáng)度校核公式 ?F??b?M2KTlcos?FKYSaY??YSaY? bs2cos?Wd6 l6()cos?F2KT2KT?YSaY??YFaYSaY????F? bdm()2cos?bdm m 以b??dd、d?mZ代入，得設(shè)計(jì)公式 m? 以上便是由彎曲強(qiáng)度擬定齒輪模數(shù)m的理論根據(jù)，目前我們將運(yùn)用該理論

22、來求解齒輪模數(shù)m了。一下各系數(shù)的查找所有在《機(jī)械設(shè)計(jì)》一書上完畢，且齒輪的材料為淬火45鋼。 載荷系數(shù)K由公式K?KAKvKF?KF?可求得，因千斤頂需要頂起非常重的物體，那么其工作特性均在嚴(yán)重沖擊下，由表12.9，故選用使用系數(shù)KA=2.25,； 因人為搖動千斤頂搖臂，而力的放大機(jī)構(gòu)同步也是一種減速裝置，減速比達(dá)到三千分之一，多以齒輪G的圓周速度幾乎為0，由圖12.9，故選用動載系數(shù)Kv=1.0；由于千斤頂是起重機(jī)構(gòu)，由表12.5懂得齒輪的精度級別應(yīng)為8級，由表12.10，故選用齒間載荷分派系數(shù)KF?=1.4,；由表12.11，故選用齒向載荷分布系數(shù)KF?=1.38。

23、 最后得載荷系數(shù)K?KAKvKF?KF??2.25?1?1.4?1.38?4.347 由于齒輪為軟齒面，且非對稱分布，由表12.13，故選用齒寬系數(shù)?d=0.5， 許用彎曲應(yīng)力??F?因齒輪為單向受力，故選用公式??F??0.7?Flim，?Flim由圖 12.23（c），可以讀出?Flim1?550MPa， ?Flim2?350MPa。 - 12 - 千斤頂設(shè)計(jì) 那么許用彎曲應(yīng)力??F1??0.7?550?285MPa， ??F2??0.7?350?245MPa。 齒數(shù)Z?ZG?50, 齒形系數(shù)Y

24、Fa由圖12.21可以讀出YFa=2.34， 應(yīng)力修正系數(shù)YSa由圖12.22可以查的YSa=1.72， 重疊度系數(shù)Y?，由公式Y(jié)??0.25? 0.75??，Y??1， 那么 m? m? ?17.9mm 模數(shù) m圓整成m?20。 因求解出了模數(shù)m，故所有齒輪的分度圓直徑也就可以得到了： 齒輪A分度圓直徑dA?mZA?20?15?300mm； 齒輪B分度圓直徑dB?mZB?20?47?940mm； - 13 - 千斤頂設(shè)計(jì) 齒輪E分度圓直徑dE?mZE?20?16?

25、320mm； 齒輪F分度圓直徑dF?mZF?20?17?340mm； 齒輪G分度圓直徑dG?mZG?20?50?1000mm。 目邁進(jìn)一步可以通過計(jì)算得到5個(gè)齒輪的重要幾何參數(shù)： 齒輪A基圓直徑dbA?dAcos20??300?cos20??281.9mm *m?300?2?1?20?340mm 齒輪A齒頂圓直徑daA?dA?2ha *?c*)m?300?2?(1?0.25)?20?250mm 齒輪A齒根圓直徑dfA?dA?2?(ha 齒輪A分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪A齒頂圓壓力角??A?arccosd

26、bA281.9?arccos?33.99? daA340 齒輪E基圓直徑dbE?dEcos20??320?cos20??300.7mm *m?320?2?1?20?360mm 齒輪E齒頂圓直徑daE?dE?2ha *?c*)m?320?2?(1?0.25)?20?270mm 齒輪E齒根圓直徑dfE?dE?2?(ha 齒輪E分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪E頂圓壓力角??E?arccosdbE300.7?arccos?33.35? daE360 齒輪F基圓直徑dbF?dFcos20??340?cos20??319.5mm

27、 *m?340?2?1?20?380mm 齒輪F齒頂圓直徑daF?dF?2ha *?c*)m?340?2?(1?0.25)?20?290mm 齒輪F齒根圓直徑dfF?dF?2?(ha 齒輪F分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪F頂圓壓力角??F?arccosdbF319.5?arccos?32.78? daF380 齒輪G和齒輪B是內(nèi)嚙合齒輪，因此它的齒頂圓直徑和齒根圓直徑算法與外嚙合齒輪不同樣，其滿足的公式為： *m da?d?2ha - 14 - 千斤頂設(shè)計(jì) *?c*)m

28、 dfG?dG?2?(ha 齒輪B基圓直徑dbB?dBcos20??940?cos20??883.3mm *m?940?2?1?20?900mm 齒輪B齒頂圓直徑daB?dB?2ha *?c*)m?940?2?(1?0.25)?20?990mm 齒輪B齒根圓直徑dfB?dB?2?(ha 齒輪B分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪B頂圓壓力角??B?arccosdbB883.3?arccos?11.05? daB900 齒輪G基圓直徑dbG?dGcos20??1000?cos20??939.7mm *m?1000?2?

29、1?20?960mm 齒輪G齒頂圓直徑daG?dG?2ha *?c*)m?1000?2?(1?0.25)?20?1050mm 齒輪G齒根圓直徑dfG?dG?2?(ha 齒輪G分度圓齒距p??m?62.8mm 齒輪G頂圓壓力角??G?arccosdbG939.7?arccos?11.8? daG960 齒輪A與齒輪E的重疊度 1??AE?[ZA(tan??A?tan?)?ZE(tan??E?tan?)] 2? 1?[15?(tan33.99??tan20?)?16?(tan33.35??tan20?)] 2?

30、 ?1.49 齒輪E與齒輪B的重疊度 1??BE?[ZB(tan??B?tan?)?ZE(tan??E?tan?)] 2? 1?[16?(tan33.35??tan20?)?47?(tan11.05??tan20?)] 2? ?2.01 齒輪F與齒輪G的重疊度 1??FG?[ZF(tan??F?tan?)?ZG(tan??G?tan?)] 2? 1?[17?(tan32.78??tan20?)?50?(tan11.8??tan20?)] 2? ?1.98 3.2斜面自鎖機(jī)構(gòu)斜面傾角尺

31、寸[1] - 15 - 千斤頂設(shè)計(jì) 由反行程的受力分析圖可知， FPFR23 sin(??2?)?sin(90???) FR23FQ sin(90???)?sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 因此要使機(jī)構(gòu)自鎖，則有??2?，其中?為摩擦角， 由于材料為45鋼，靜摩擦系數(shù)為0.15，故 ??arctan0.15?8.5? 則斜面的傾斜角因該設(shè)計(jì)為??2??17? 第4章．力放大機(jī)構(gòu)各齒輪強(qiáng)度校核[2] - 16 -

32、 千斤頂設(shè)計(jì) 已知各個(gè)齒輪的幾何參數(shù)和工作條件后，我們接下來可以每個(gè)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核了。 在強(qiáng)度校核之前先簡介一下需要做的強(qiáng)度校核即齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 在預(yù)定的有效期限內(nèi)，齒面不產(chǎn)生疲勞點(diǎn)蝕的強(qiáng)度條件為 ???H? ?H? 上式合用于兩圓柱體相接觸的狀況。一對齒輪嚙合時(shí)，且可將齒廓嚙合點(diǎn)的曲率半徑?1和?2視為接觸圓柱體的半徑，節(jié)點(diǎn)處的?值雖然不是最小值，但該點(diǎn)處一般只有一對齒嚙合，點(diǎn)蝕也往往先在節(jié)線附近的齒根表面浮現(xiàn)。因此，接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算一般以節(jié)點(diǎn)為計(jì)算點(diǎn)。此外，式中的F為圓柱體上的壓力，用于齒輪應(yīng)為法向力Fn；b為圓柱

33、體接觸長度，用于齒輪則為齒輪寬度b，由于端面重疊度??總是不小于1，故b應(yīng)代入接觸總長度L。 式中的 11、Fn和L用下式代入 ? ??u?1 ?d1cos?tan?u2 - 17 - 千斤頂設(shè)計(jì) Fn?Ft2T1? cos?d1cos? L?b，b??dd1 Z?2 計(jì)入載荷系數(shù)K后，得到最大接觸應(yīng)力?H和小齒輪分度圓直徑d1分別為 ?H? ????H? ?ZEZHZ? 該式即為齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式。 由于輪緣剛度很大，故輪齒可以看作是寬度為b的懸臂梁。因此，齒根處為危險(xiǎn)

34、截面，它可以用30?切線法擬定：作于齒輪對稱中線成30?角并與齒根過渡曲線相切的切線，通過兩切點(diǎn)平行于齒輪軸線的截面，即齒根危險(xiǎn)截面。 理論上載荷應(yīng)由同步嚙合的多對齒分擔(dān)（因端面重疊度??>1）,但為了簡化計(jì)算，一般假設(shè)所有載荷作用于只有一對齒嚙合時(shí)的齒頂進(jìn)行分析，另用重疊度系數(shù)Y?對齒根彎曲應(yīng)力予以修正。 沿嚙合線方向作用于齒頂?shù)姆ㄏ蛄n，可以分解為互相垂直的兩個(gè)分力：Fncos?F和Fnsin?F。前者使齒根產(chǎn)生彎曲應(yīng)力?b和切應(yīng)力?，后者使齒根產(chǎn)生壓縮應(yīng)力?c。彎曲應(yīng)力起重要作用，其他影響很小，為簡化計(jì)算，在應(yīng)力修正系數(shù)YSa，中考慮。 齒輪長期工作

35、后，受拉側(cè)先產(chǎn)生疲勞裂紋，因此齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)以拉側(cè)為計(jì)算根據(jù)。齒根的最大彎曲力矩 F2Tlcos?F M?Fncos?F?l?tlcos?F?cos?dcos? 計(jì)入載荷系數(shù)K、應(yīng)力修正系數(shù)YSa，重疊度系數(shù)Y?后，得彎曲強(qiáng)度校核公式 ?F??b?M2KTlcos?FKYSaY??YSaY? 2bscos?Wd6 - 18 - 千斤頂設(shè)計(jì) l6()cos?F2KT?YSaY?bdm()2cos? m 2KT?YFaYSaY????F?bdm 該式即為齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核公式。 載荷系數(shù)K由公式K

36、?KAKvKH?KH?可求得，因千斤頂需要頂起非常重的物體，那么其工作特性均在嚴(yán)重沖擊下，由表12.9，故選用使用系數(shù)KA=2.25,； 因人為搖動千斤頂搖臂，而力的放大機(jī)構(gòu)同步也是一種減速裝置，減速比達(dá)到三千分之一，多以齒輪G的圓周速度幾乎為0，由圖12.9，故選用動載系數(shù)Kv=1.0； 由于千斤頂是起重機(jī)構(gòu)，由表12.5懂得齒輪的精度級別應(yīng)為8級，由表12.10，故選用齒間載荷分派系數(shù)KH?=1.4,；由表12.11，故選用齒向載荷分布系數(shù)KH?=1.38。 最后得載荷系數(shù)K?KAKvKH?KH??2.25?1?1.4?1.38?4.347 由于齒輪

37、為軟齒面，且非對稱分布，由表12.13，故選用齒寬系數(shù)?d=0.5， 齒輪材料是45鋼，由表12.12查得彈性系數(shù)Z E， 齒輪為圓柱直齒輪，故螺旋角??0?，由圖12.16查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.5， 許用接觸應(yīng)力推薦取??H??0.9?Hlim，由于材料為45鋼，由圖12.12（c）查得 ?Hlin1?710MPa和?Hlim2?580MPa 故??H1??0.9?Hlim1?638MPa ??H1??0.9?Hlim2?522MPa 許用彎曲應(yīng)力推薦取??F??0.7?Flim，由于材料為45鋼，由圖12.

38、23（c）查得 ?Flin1?450MPa和?Flin2?350MPa 故??F1??0.7?Flim1?315MPa - 19 - 千斤頂設(shè)計(jì) ??F2??0.7?Flim2?245MPa 以上系數(shù)是接下來做強(qiáng)度校核時(shí)不變的系數(shù)，背面的計(jì)算為了以便，我們將直接代入以上的系數(shù)。 對齒輪F做校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.82， 齒輪F與齒輪G的重疊度??FG?1.98，故可以計(jì)算這里的d1即為齒輪F的分度圓直徑dF?340mm， 扭矩為T? 傳動比u? 故最后得

39、 49000000?170?16660000， 500ZG50?，傳動形式為內(nèi)嚙合， ZF17 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.82?832MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪F的齒面接觸疲勞強(qiáng)度能滿足規(guī)定，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.12（c），齒輪F可以選擇合金鋼。 已知該齒輪的齒數(shù)為17，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.95。 已知該齒輪的齒數(shù)為17，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.52。 已知該齒輪與齒輪G的重疊度為1.98，根據(jù)公式Y(jié)?

40、?0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75?0.63。 1.98 - 20 - 0.75??，可以計(jì)算 千斤頂設(shè)計(jì) 這里的b為齒輪寬b=170mm，d為齒輪分度圓直徑d=340mm。 故最后得 2KT ?F?YFaYSaY? bdm 2?4.34?16660000 ??2.95?1.52?0.63 170?340?20 ?329MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪F的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度不能滿足規(guī)定，，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.23（c），齒輪F也應(yīng)當(dāng)選

41、擇合金鋼。 因此校核闡明齒輪F的材料的確應(yīng)當(dāng)有合金鋼來替代。 對齒輪E做校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.81， 齒輪E與齒輪B的重疊度??EB?2.01，故可以計(jì)算這里的d1即為齒EF的分度圓直徑dE?320mm， 傳動比u?ZB47?，傳動形式為內(nèi)嚙合， ZE16 這里的扭矩T很明顯已經(jīng)不再是16660000N?m，我們需要單獨(dú)來分析齒輪E上的受力狀況了，因此我們畫出了齒輪E的簡圖，并在上面表白了受力的狀況和方向，“?”表達(dá)力是由外向里的，“?”表達(dá)力是由里向外的，D1表達(dá)的是齒輪E的直徑，D2表達(dá)的是齒輪F的直徑，具

42、體如圖： - 21 - 千斤頂設(shè)計(jì) 齒輪是在勻速的旋轉(zhuǎn)，那么齒輪滿足動態(tài)平衡的受力和扭矩關(guān)系， 根據(jù)?M?0，有FD2?F1D1?F2D1，即 340F?320F1?320F2, 根據(jù)?F?0，有F1?F?F2 已知F?98000N，故得 33 F1?F?101062N 32 1F?3062.5N F2?32 應(yīng)為F1更大，因此我們在這里應(yīng)當(dāng)研究齒輪E與齒輪B嚙合點(diǎn)的強(qiáng)度狀況， F1D1 2 101062?320 ??16169920N?mm 2 故最后得

43、 此時(shí)扭矩T? ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.81?898MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪E的齒面接觸疲勞強(qiáng)度不能滿足規(guī)定，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.12（c），齒輪E可以選擇合金鋼。 - 22 - 千斤頂設(shè)計(jì) 已知該齒輪的齒數(shù)為16，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.9。 已知該齒輪的齒數(shù)為16，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.55。 已知該齒輪與齒輪B的重疊度為2.01，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)

44、為Y??0.25?0.75??，可以計(jì)算0.75?0.62。 2.01 這里的b為齒輪寬b=160mm，d為齒輪分度圓直徑d=320mm。 故最后得 2KT ?F?YFaYSaY? bdm 2?4.34?16169920 ??2.9?1.55?0.62 160?320?20 ?378MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪E的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度不能滿足規(guī)定，，故需要重新選材，根據(jù)圖 12.23（c），齒輪E也應(yīng)當(dāng)選擇合金鋼。 因此校核闡明齒輪F的材料的確應(yīng)當(dāng)有合金鋼來替代。 對齒輪

45、B做校核： 齒輪B與齒輪E內(nèi)嚙合，而齒輪B相對來說是大齒輪，本來大小齒輪在一起只需驗(yàn)證小齒輪的強(qiáng)度，但是通過上面的校核發(fā)現(xiàn)小齒輪的強(qiáng)度已經(jīng)不滿足規(guī)定，因此這里我們不能擬定齒輪B與否強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)規(guī)定，因此我們目前必須也對齒輪B做一下強(qiáng)度校核。 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.82， 齒輪E與齒輪B的重疊度??BE?2.01，故可以計(jì)算這里的d1即為齒輪B的分度圓直徑dB?940mm， F1dB 2 101062?940 ??47499140N?mm 2扭矩為T? 傳動比u? ZB47?，傳動形式為內(nèi)嚙合，

46、ZE16- 23 - 千斤頂設(shè)計(jì) 故最后得 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.82?305MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪B的齒面接觸疲勞強(qiáng)度能滿足規(guī)定，那么接下來就要對齒輪B進(jìn)行齒根彎曲強(qiáng)度校核。 已知該齒輪的齒數(shù)為47，齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.4。 已知該齒輪的齒數(shù)為47，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.74。 已知該齒輪與齒輪E的重疊度為2.01，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75??，可以

47、計(jì)算0.75?0.62。 2.01 這里的b為齒輪寬b=470mm，d為齒輪分度圓直徑d=940mm。 故最后得 2KTYFaYSaY? ?F?bdm 2?4.34?47499140 ??2.4?1.74?0.62 470?940?20 ?120MPa???F??245MPa 該成果闡明齒輪B的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度能滿足規(guī)定。 上面的驗(yàn)證闡明齒輪B完全滿足設(shè)計(jì)的規(guī)定。 對齒輪A的校核： 重疊度系數(shù)Z?? 得到 Z????0.91， 齒輪E與齒輪A的重疊度??AE?1.

48、49，故可以計(jì)算這里的d1即為齒輪A的分度圓直徑dA?300mm， - 24 - 千斤頂設(shè)計(jì) 齒輪A與齒輪E嚙合點(diǎn)的反力為F2，故扭矩為 F2dA 2 3062.5?300 ??459375N?mm 2T? 傳動比u? 故最后得 ZE16?，傳動形式為外嚙合， ZA15 ?H?ZEZHZ??189.8?2.5?0.91?325MPa???H??522MPa 該成果闡明齒輪A的齒面接觸疲勞強(qiáng)度能滿足規(guī)定，那么接下來就要對齒輪A進(jìn)行齒根彎曲強(qiáng)度校核。 已知該齒輪的齒數(shù)為15，

49、齒形系數(shù)根據(jù)圖12.21，可以查得齒形系數(shù)為YFa?2.85。 已知該齒輪的齒數(shù)為15，應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)圖12.22，可以查得應(yīng)力修正系數(shù)為YSa?1.55。 已知該齒輪與齒輪E的重疊度為1.49，根據(jù)公式Y(jié)??0.25? 得到重疊度系數(shù)為Y??0.25?0.75??，可以計(jì)算0.75?0.75。 1.49 這里的b為齒輪寬b=150mm，d為齒輪分度圓直徑d=300mm。 故最后得 - 25 - 千斤頂設(shè)計(jì) 2KTYFaYSaY? bdm 2?4.34?459375 ??2.85?1.

50、55?0.75 150?300?20 ?F? ?14.5MPa???F??245MPa 該成果所得到的強(qiáng)度大大地不不小于許用彎曲應(yīng)力，闡明齒輪B的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度能滿足規(guī)定。 上面的計(jì)算闡明，齒輪A可以滿足設(shè)計(jì)規(guī)定，且離最小許用應(yīng)力還相稱遠(yuǎn)。 第5章. 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析與動力分析 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析 機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析就是根據(jù)在機(jī)構(gòu)各構(gòu)件運(yùn)動尺寸已擬定、且原動件的運(yùn)動規(guī)律（一般原動件做勻速轉(zhuǎn)動）已知來擬定其她構(gòu)件上某些點(diǎn)的軌跡、位移、速度和加速度（或某些構(gòu)件的位置、角位移、角速度、角加速度）等運(yùn)動參數(shù)。 為了擬定機(jī)構(gòu)工作過程的運(yùn)

51、動和動力性能，往往要懂得機(jī)構(gòu)構(gòu)件上某些點(diǎn)的速度、加速度及其變化規(guī)律。對于高速和重載機(jī)械，其運(yùn)動構(gòu)件的慣性力往往很大，因此，在進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算、動力特性分析和機(jī)構(gòu)動力學(xué)設(shè)計(jì)（如機(jī)構(gòu)平衡）時(shí)常需要計(jì)算構(gòu)件慣性力。因而，也就規(guī)定一方面對機(jī)構(gòu)的速度和加速度進(jìn)行分析。 力放大機(jī)構(gòu)各齒輪運(yùn)動分析[1] 由于我們選擇的力的放大機(jī)構(gòu)是行星周轉(zhuǎn)輪系，因此這種輪系的運(yùn)動分析措施不像定軸輪系的運(yùn)動分析那樣簡樸。在以機(jī)架為參照系的周轉(zhuǎn)輪系中，行星輪的軸心線是運(yùn)動的。但是，若以系桿為參照系，則輪系中各個(gè)齒輪的軸心線位置就不再發(fā)生變化，輪系變成定軸輪系，這樣我們可以運(yùn)用定軸輪系的傳動比的計(jì)算措施來計(jì)算。于

52、是在這里可以提出一種周轉(zhuǎn)輪系運(yùn)動的分析措施： 將運(yùn)動分析的參照系選擇為系桿，是周轉(zhuǎn)輪系轉(zhuǎn)化成“定軸輪系”，各個(gè)齒輪相對于系桿的相對轉(zhuǎn)速關(guān)系可以應(yīng)用定軸輪系傳動比的計(jì)算措施和公式，最后，再運(yùn)用相對轉(zhuǎn)速與絕對轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系，便可以得到各個(gè)齒輪、系桿絕對轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系。 - 26 - 千斤頂設(shè)計(jì) 在圖中我們將以畫箭頭的方式依次擬定出輪系中各個(gè)齒輪的轉(zhuǎn)向。 一般狀況下，為了表達(dá)輪系運(yùn)動輸入與輸出軸轉(zhuǎn)向之間的關(guān)系作如下商定：當(dāng)輪系的輸入軸和輸出軸的軸心線是平行的或重疊的時(shí)候，轉(zhuǎn)向關(guān)系通過加在傳動比前面的符號表達(dá):如果輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)向相似，傳動比前加“

53、+”，如果輸入軸和輸出軸的轉(zhuǎn)向相反，傳動比前加“—”。 該千斤頂是靠人運(yùn)用與齒輪A的軸相連的搖臂予以一種均勻輸入轉(zhuǎn)速，目前設(shè)這個(gè)轉(zhuǎn)速就是?A，而每個(gè)齒輪的齒數(shù)都如圖所示。 目前我們就以系桿為參照系，由于輪系中的所有構(gòu)件的轉(zhuǎn)動軸心線都是平行的或者重疊的，因此，各個(gè)齒輪相對于系桿的賺死可以用代數(shù)的加減得到。系桿的角速度設(shè)為?C，則每個(gè)齒輪相對于系桿的轉(zhuǎn)速為該齒輪的絕對轉(zhuǎn)速?i加上一種“??C”，即：?iC??i??C， ，輪系也成為“定軸輪系”，該輪系為原差動輪i?1,2,3。此時(shí)系桿“固定不動” 系的轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)。內(nèi)嚙合使得兩齒輪轉(zhuǎn)向相似，外嚙合使得兩齒輪轉(zhuǎn)向

54、相反。 齒輪A與齒輪E相對轉(zhuǎn)速為： iC AEC???C?AZ?C?A??E ?E?E??CZA 齒輪E與齒輪B相對轉(zhuǎn)速為： C???CZB?Ei?C?E? ?B?B??CZECEB 齒輪F與齒輪G相對轉(zhuǎn)速為： iC FGC???CZG?F?C?F? ?G?G??CZF 齒輪G為輸出端，齒輪A為輸入端，那么輸入與輸出之間的傳動比為： iC AGC???C?AZZ?C?A??EG ?G?G??CZAZF CiAG??A??C1650??? ?G??C1517 齒輪A與齒輪B的相

55、對轉(zhuǎn)速為： iC ABC???C?AZ?C?A??A ?B?B??CZB CiAB??A??C47?? ?B??C15 - 27 - 千斤頂設(shè)計(jì) 由于覺得齒輪B是固定的，因此?B?0，因此?C? 將?C?15?A 62???C165015C， ?A???A代入iAG62?G??C1517 最后得?A?3306.67?G 即傳動比為iAG? ?A?3306.67 ?G 第6章. 機(jī)構(gòu)動力分析 機(jī)構(gòu)動力分析的重要內(nèi)容是擬定實(shí)現(xiàn)設(shè)定的機(jī)構(gòu)運(yùn)動所施加于機(jī)構(gòu)上的力，此力被稱為機(jī)構(gòu)的平衡力或平衡力

56、矩。 擬定機(jī)構(gòu)的平衡力（或平衡力矩）在工程上具有重要意義?？梢愿鶕?jù)擬定出來的平衡力（或平衡力矩）選擇動力驅(qū)動裝置，擬定機(jī)械裝置的工作能力等。在求解過程中還可以求出機(jī)構(gòu)中各個(gè)運(yùn)動副的反力，為零件的強(qiáng)度、剛度設(shè)計(jì)提供根據(jù)?？傊?，機(jī)構(gòu)的動力分析對于理解機(jī)構(gòu)的傳力性能、進(jìn)行驅(qū)動裝置的選擇。擬定機(jī)械的工作能力等方面都是非常必要的。 6.1自鎖機(jī)構(gòu)動力分析 6.1.1螺旋副自鎖機(jī)構(gòu)動力分析[1] 螺旋副中的螺旋線可以在平面上展開為一種直角三角形，這樣我們可以更以便的來分析螺旋副中的摩擦狀況。在進(jìn)行螺旋副的力分析時(shí)候，螺母與螺桿之間的互相作用力可以當(dāng)作是集中作用在中徑

57、d2，上，螺紋中徑螺旋線的升角用?表 - 28 - 千斤頂設(shè)計(jì) 示。 在螺旋副的運(yùn)動方面，螺母沿螺桿軸線的上升轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的上升，稱為正行程；螺母沿螺桿軸線的下降轉(zhuǎn)化為滑塊沿斜面的下降，稱為反行程。 在螺旋副的受力方面，作用于螺母2上的軸向力FQ仍然與螺桿軸線方向平 行，方向?yàn)榇怪毕蛳?；作用于螺母上的力矩M轉(zhuǎn)化為水平集中力FP，兩者的關(guān) 系為 M?FPd2 2 由圖可知：在正行程中，力FP與滑塊的運(yùn)動方向v21成銳角，因此該力為積極力； 力FQ與滑塊的運(yùn)動方向成鈍角，所覺得阻力。而在另一圖中所示的反行

58、程中則 反之，力FQ為積極力，力FP為阻力。 圖中的螺紋牙形為矩形，螺母與螺桿之間的接觸可以近似地當(dāng)作是平面接 - 29 - 千斤頂設(shè)計(jì) 觸，那么，在對矩形螺紋中的摩擦力進(jìn)行分析時(shí)，滑塊與斜面之間的摩擦系數(shù)和摩擦角分別為f和?。 目前我們通過上述一系列的轉(zhuǎn)化，就很容易地對螺旋副進(jìn)行分析了。在圖中，滑塊1上受三個(gè)力：FP、FQ和FR12。其中FR12為斜面作用于滑塊上的力，是垂 直于斜面的正壓力和平行于斜面的摩擦力兩個(gè)分力的矢量和，這兩個(gè)分力在圖中沒有畫出來，因此我們不必分別考慮，可根據(jù)移動副的運(yùn)動副反力與構(gòu)件的相對運(yùn)動速度v21方向成

59、90???，直接畫出FR12的方向。 根據(jù)滑塊2的平衡條件FP?FQ?FR12?0，可以畫出力分析的封閉多邊形。由力封閉多邊形可以得出，正行程中有： dM?2FQtan(???) 2 可以采用與正行程相似的分析措施對反行程進(jìn)行分析，同樣可以得到在反行程中有： dM??2FQtan(???) 2 以上就是我們對螺旋副自鎖機(jī)構(gòu)的動力與阻力的關(guān)系分析。 6.1.2斜面自鎖機(jī)構(gòu)動力分析[1] 如圖， 該斜面機(jī)構(gòu)自由度為1，也是最簡樸的低副機(jī)構(gòu)，它可以將構(gòu)件2水平方向的移動變?yōu)闃?gòu)件3垂直方向的移動。 在這里，我們先

60、擬定各個(gè)運(yùn)動副反力的方向和大小。我們把斜面機(jī)構(gòu)的運(yùn)動提成正行程和反行程兩種狀況。在正行程中，F(xiàn)P是驅(qū)動力，構(gòu)件2向左運(yùn)動， - 30 - 千斤頂設(shè)計(jì) 構(gòu)件3向上運(yùn)動；在反行程中，F(xiàn)Q是驅(qū)動力，構(gòu)件3向下運(yùn)動，構(gòu)件2向右運(yùn) 動。 一方面進(jìn)行反行程分析，構(gòu)件2、3相對機(jī)架1的移動速度v21和v31以及構(gòu)件3 相對于構(gòu)件2的移動速度v32如圖所示。再根據(jù)移動副運(yùn)動副反力方向的擬定方 法，可以擬定出運(yùn)動副反力FR31、FR32??FR12、FR12的方向，構(gòu)件2的力平衡方 程為： FR32?FR12?FP?0 構(gòu)

61、件3的力平衡方程為： FR32?FR13?FQ?0 根據(jù)各個(gè)運(yùn)動副反力的方向和力平衡方程，可以畫出力矢量封閉多邊形，如圖所示。力矢量封閉多邊形是由兩個(gè)三角形構(gòu)成的，對每個(gè)三角形應(yīng)用正弦定理，就可以求出各個(gè)力之間的關(guān)系。 圖中可以得到： FR23FP ?sin(??2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓得： FP?FQtan(??2?) 按照相似的過程和措施，我們可以反行程進(jìn)行分析，如圖， - 31 - 千斤頂設(shè)計(jì) 得出在反行

62、程中： FR23FP ?sin(?_2?)sin(90???) FQFR23? sin(90???)sin[90??(??2?)] 整頓可得： FP?FQtan(??2?) 以上就是斜面機(jī)構(gòu)的動力與阻力的關(guān)系分析。 6.2力放大機(jī)構(gòu)動力分析 對力放大機(jī)構(gòu)的動力分析，我們將采用ADAMS軟件進(jìn)行建模分析， 圖1 7所受的力的變化 圖2 7所受的力矩變化 - 32 - 千斤頂設(shè)計(jì) 圖3 10的受力變化 圖4 10所受力矩的變化

63、 圖5 12的受力變化 圖6 12受力矩的變化 圖7 齒數(shù)16和17兩齒輪的中間軸的加速度 圖8齒數(shù)16和17兩齒輪的中間軸的角加速度 - 33 - 千斤頂設(shè)計(jì) 圖9齒數(shù)為16的齒輪的加速度 圖10 齒數(shù)為16的齒輪的角加速度 圖11 齒數(shù)為17的齒輪的加速度 圖12齒數(shù)為17的齒輪的角加速度 圖13 齒數(shù)為47的齒輪的加速度 圖14 齒數(shù)為47的齒輪的角加速度 - 34 - 千斤頂設(shè)計(jì) 圖15齒數(shù)為50的齒輪的角速度 圖16

64、齒數(shù)為50的齒輪的速度 圖17 轉(zhuǎn)動副A的受力變化 圖18 轉(zhuǎn)動副A所受力矩變化 圖19 轉(zhuǎn)動副B的受力變化 圖20 轉(zhuǎn)動副B所受的力矩變化 圖21 轉(zhuǎn)動副E的受力變化 圖22 轉(zhuǎn)動副E所受的力矩變化 圖23 轉(zhuǎn)動副F的受力變化 圖24 轉(zhuǎn)動副F所受的力矩變化 - 35 - 千斤頂設(shè)計(jì) 注釋： （機(jī)構(gòu)的輸入的轉(zhuǎn)速為1/120 轉(zhuǎn)/秒，在此條件下檢測機(jī)構(gòu)各構(gòu)件的加速度和角加速度變化狀況，以及運(yùn)動副處所受的力和力矩的變化狀況） 轉(zhuǎn)

65、動副A——連接齒數(shù)為15的齒輪和桿H 轉(zhuǎn)動副B——連接齒數(shù)為16的齒輪和桿H 轉(zhuǎn)動副E——連接齒數(shù)為50的齒輪和桿M 轉(zhuǎn)動副F——連接齒數(shù)為17的齒輪和桿M 轉(zhuǎn)動副G——連接齒數(shù)為15的齒輪和機(jī)架 7的受力變化——齒數(shù)為17的齒輪和中間軸之間的受力變化 7所受力矩變化——齒數(shù)為17的齒輪和中間軸之間的力矩變化 12的受力變化——桿M和機(jī)架之間的受力變化 12所受力矩變化——桿M和機(jī)架之間的力矩變化 10的受力變化——齒數(shù)為15的齒輪與機(jī)架之間的受力變化 10所受力矩變化——齒數(shù)為15的齒輪與機(jī)架

66、之間的力矩變化 第7章. 收獲與體會 通過將近一種學(xué)期的努力，我們從“千斤頂”項(xiàng)目方案的提出，到力放大機(jī)構(gòu)和自鎖機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)、校核，從開始對機(jī)構(gòu)選擇的迷茫到目前對機(jī)構(gòu)性能的完全掌握，從開始到處查閱資料到目前幾乎成了“半個(gè)專家”，我們小組經(jīng)歷了太多的心酸歷程，體會到了更多的徘徊與泄氣，感受到了許多對于完畢工程項(xiàng)目的嚴(yán)謹(jǐn)思考和實(shí)事求是，最后我們通過一次又一次的討論研究和分析比較，該千斤頂?shù)脑O(shè)計(jì)已基本完畢，這凝聚了我們小組兩位成員的心血和汗水，也讓我們感受到了一份辛勤一分收獲的喜悅。 通過這次機(jī)械綜合設(shè)計(jì)，我們發(fā)現(xiàn)了諸多問題，看到了自身局限性，同步也收獲了諸多東西。 1. 通過這次綜合設(shè)計(jì)，我們進(jìn)一步鞏固了自身對機(jī)械學(xué)科知識的學(xué)習(xí)， 特別是將實(shí)際工程需要的設(shè)計(jì)與理論融會貫穿，較能靈活運(yùn)用既有的 知識，解決我們在設(shè)計(jì)過程中遇到的問題。 2. 在力放大機(jī)構(gòu)和自鎖架構(gòu)的設(shè)計(jì)方案的擬定過程中，我們學(xué)會綜合運(yùn) 用既有知識，從各方面去分析方案的優(yōu)缺陷，擬定最合適的設(shè)計(jì)方案。 并且通過這次綜合訓(xùn)練，我們的思維得到了較好