中间旋梭装置及旋梭架夹具设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)

中间旋梭装置及旋梭架夹具设计_毕业设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

4 法面压力角 na 设计时选取 20n 5 模数 nm 根据强度选为标准值 2nm 6 齿轮 1 齿数 1z 设计时选取 301z 7 齿轮 2 齿数 2z 2 12 1z i z 152z 8 传动比 12i 由设计要求给定 i 9 齿轮 1 分度圆半径 1r 1112cosnmzr  r 10 齿轮 2 分度圆半径 2r 2222cosnmzr  r 11 齿轮 1 齿顶圆半径 1ar nana mhrr *11  ar 12 齿轮 2 齿顶圆半径 2ar nana mhrr *22  ar 13 齿轮 1 齿底圆半径 1fr nnanf mchrr )( **11  201fr 14 齿轮 2 齿底圆半径 2fr nnanf mchrr )( **22  fr 15 中心距 a 21 rra  a 螺旋齿轮的强度校核 螺旋齿轮是用于空间交错轴间增速传动的一种较特殊的齿轮传动形式，在汽车和机器的小功率辅助传动中和仪表中得到较广泛的应用，但较少用于主传动，究其原因在于其齿面是点接触，接触应力大，同时齿面间相对滑动速度大，一般可达 10m/s 以上，因此齿面极易磨损和胶合。 由于《机械设计手册》和《机械工程手册》中均没有螺旋齿轮接触强度的计算公式，给螺旋齿轮的强度设计带来了极大的困难，国内外此毕 业 设 计 说 明 书 10 方面的研究较少，少数译自前苏联的机械零件教材中有简单 的设计经验公式对螺旋齿轮轮齿间的作用力有较详细的论述，但其强度设计计算也是一个经验公式。 然而， 由文献 [3]可知， 应 用赫兹理论和齿轮啮合理论给出了螺旋齿轮齿面接触应力的计算方法和相关公式，算例的计算结果表明螺旋齿轮齿面接触应力明显大于相近参数的圆柱斜齿轮，这是此类齿轮用于主传动时普遍出现齿面磨损的一个重要原因，因此在设计确定齿轮参数时必须校核接触应力。 由参考文献 [2]可知，螺旋齿轮之间的接触面为椭圆面，其最大接触力作用在椭圆中心，其计算公式为： 32 nH Fab  （ ） 计算螺旋齿轮齿面接触应力需要的主要参数是齿面法向力 nF ；椭圆的短半轴 a 和长半轴 b；其中齿面法向力 nF 可由轴的计算中得知 nF =；椭圆长半轴和短半轴的计算公式： 2101 )3( E kFka n （ ） 2102 )3( E kFkb n （ ） 式中： E是材料的当量弹性模量。 当量弹性模量可由齿轮材料的参数按下式得出： )11(211222121EEE   （ ） 螺旋齿轮常用的材料配对为钢对铜或钢对钢，金属的泊松比都可取为 ，一般铜材的弹性模量为 105 N/mm2 ,合金钢的弹性模量为 105 N/mm2 ,因此，大小齿轮材料都为钢时的当量弹性模量为 ) (211 5252 E E=105 N/mm2 系数 1k 、 2k 是根据几何参数 0k 确定的（见图 ）。 毕 业 设 计 说 明 书 11 图 系数 1k 、 2k 和 0k 之间对应关系 0k 计算公式： 21221122221100 )]2c o s ()11)(11(2)11()11[( yxyxyxyx RRRRRRRRRk  （ ） 式中： 0R 为啮合点两齿面的综合曲率半径； xR 、 yR 为螺旋齿轮齿面的主曲率半径； 为两螺旋面特征线间的夹角。 根据啮合理论，任意光滑连续曲面上的任一点都有两个主曲率，即最大和最小曲率。 在齿轮传动中一般都只计算两齿轮在节线啮合时的接触应力， 因此，只须求出两螺旋齿轮的齿面在节点处的两 个主曲率。 由于是标准中心距，所以也就是要求出分度圆上的主曲率。 主曲率半径的计算公式： xR （ ） 0sinsinty arR  （ ） 式中 r 为分度圆半径； 0 为基圆 螺旋升角。 它与分度圆螺旋角  及法向压力角 na 的关系为： 20 )c os( s in1s in na  （ ） 0sin = 式中 ta 为分度圆上的端压力角，它与角度圆螺旋角  及法向压力角 na 的关系为： )c os(1 nt tgatga  （ ） ta =176。 毕 业 设 计 说 明 书 12 大、小齿分度圆半径分别为 、 mm故： yR1 =13 mm yR2 = mm 综合曲率半径 0R 的计算公式： )11()11(1 22110 yxyx RRRRR  （ ） 3130R mm 两螺旋面特征线间的夹角  的计算公式： ）（122121n2222n12122s i n s i ns i nc o sc o s)) ( s i n( s i nc o s nn aatgatg atg   （ ） 式中： 1 、 2 为螺旋齿轮分度圆上的螺旋升角，  4590 11  ， 4590 22  ； na 、 1na 为分度圆和节圆上的法向压力角，标准渐开线齿轮标准中心线安装时均为 20。   将已知的值代入公式（ ）计算得： 0k = 根据图 ：系数 1k =。 2k =。 将系数 1k 、 2k ；齿面法向力 nF。 0k ；当量弹性模量 E代 入公式（ ）、（ ）得： a = b = 因此，椭圆中心的最大接触应力： 32 nH Fab  H =389 N/mm2 齿轮的接触疲劳强度极限为 550MPa， H 550MPa,故可以满足接触疲劳强度要求。 毕 业 设 计 说 明 书 13 主动轴的设计计算 求主轴上的功率 P、转矩 T 传动关系：电机 — V型带 — 同步带 — 下轴 — 同步带 — 主动轴 已知：电机的 9功率： P=550W；电机的转速 n=3000 minr ； V型带的效率为 η 1 =。 同步带的效率为η 2 =；滑动轴承的效率为η 3 =；滚动轴承效率 4 =；故主轴的功率： 24232211   PP （ ） P1 =550  W=487 W 因此轴的扭矩： nPT 19550 （ ） 4879 5 5 0 1 5 5 03000T N m m N m m     求作用在大齿轮上的力 由于所用的齿轮为螺旋齿轮，其分度圆直径 d1 = 螺旋大齿轮圆周力 Ft 12dTFt  （ ） NNF t  螺旋大齿轮法向力 Fn t1Fcos cosnnF a  （ ） 其中  =45186。 为大齿轮分度圆螺旋角； 1na =20186。 为大齿轮法向压力角；则 73 110c o s 4 5 c o s 2 0nFN   螺旋大齿轮 轴向力 Fa 毕 业 设 计 说 明 书 14 tanatFF  （ ） NFa。