【文章內(nèi)容簡介】 齒輪 1 螺旋角 1? 根據(jù)有關(guān)要求選定 451?? 3 齒輪 2 螺旋角 2? 12 ?? ??? ??452? 4 法面壓力角 na 設(shè)計(jì)時選取 ??20n? 5 模數(shù) nm 根據(jù)強(qiáng)度選為標(biāo)準(zhǔn)值 2?nm 6 齒輪 1 齒數(shù) 1z 設(shè)計(jì)時選取 301?z 7 齒輪 2 齒數(shù) 2z 2 12 1z i z?? 152?z 8 傳動比 12i 由設(shè)計(jì)要求給定 ?i 9 齒輪 1 分度圓半徑 1r 1112cosnmzr ??? ?r 10 齒輪 2 分度圓半徑 2r 2222cosnmzr ??? ?r 11 齒輪 1 齒頂圓半徑 1ar nana mhrr *11 ?? ?ar 12 齒輪 2 齒頂圓半徑 2ar nana mhrr *22 ?? ?ar 13 齒輪 1 齒底圓半徑 1fr nnanf mchrr )( **11 ??? 201?fr 14 齒輪 2 齒底圓半徑 2fr nnanf mchrr )( **22 ??? ?fr 15 中心距 a 21 rra ?? ?a 螺旋齒輪的強(qiáng)度校核 螺旋齒輪是用于空間交錯軸間增速傳動的一種較特殊的齒輪傳動形式，在汽車和機(jī)器的小功率輔助傳動中和儀表中得到較廣泛的應(yīng)用，但較少用于主傳動，究其原因在于其齒面是點(diǎn)接觸，接觸應(yīng)力大，同時齒面間相對滑動速度大，一般可達(dá) 10m/s 以上，因此齒面極易磨損和膠合。由于《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》和《機(jī)械工程手冊》中均沒有螺旋齒輪接觸強(qiáng)度的計(jì)算公式，給螺旋齒輪的強(qiáng)度設(shè)計(jì)帶來了極大的困難，國內(nèi)外此畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書 10 方面的研究較少，少數(shù)譯自前蘇聯(lián)的機(jī)械零件教材中有簡單的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)公式對螺旋齒輪輪齒間的作用 力有較詳細(xì)的論述，但其強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算也是一個經(jīng)驗(yàn)公式。然而， 由文獻(xiàn) [3]可知， 應(yīng) 用赫茲理論和齒輪嚙合理論給出了螺旋齒輪齒面接觸應(yīng)力的計(jì)算方法和相關(guān)公式，算例的計(jì)算結(jié)果表明螺旋齒輪齒面接觸應(yīng)力明顯大于相近參數(shù)的圓柱斜齒輪，這是此類齒輪用于主傳動時普遍出現(xiàn)齒面磨損的一個重要原因，因此在設(shè)計(jì)確定齒輪參數(shù)時必須校核接觸應(yīng)力。 由參考文獻(xiàn) [2]可知，螺旋齒輪之間的接觸面為橢圓面，其最大接觸力作用在橢圓中心，其計(jì)算公式為： 32 nH Fab? ??? （ ） 計(jì)算螺旋齒輪齒面接觸應(yīng)力需要的主要參數(shù)是齒面法向力 nF ；橢圓的短半軸 a 和長半軸 b；其中齒面法向力 nF 可由軸的計(jì)算中得知 nF =； 橢圓長半軸和短半軸的計(jì)算公式： 2101 )3( E kFka n?? （ ） 2102 )3( E kFkb n?? （ ） 式中： E是材料的當(dāng)量彈性模量。當(dāng)量彈性模量可由齒輪材料的參數(shù)按下式得出： )11(211222121EEE ?? ???? （ ） 螺旋齒輪常用的材料配對為鋼對銅或鋼對鋼，金屬的泊松比都可取為 ，一般銅材的彈性模量為 ? 105 N/mm2 ,合金鋼的彈性模量為 ? 105 N/mm2 ,因此，大小齒輪材料都為鋼時的當(dāng)量彈性模量為 ) (211 5252 ??????E ? E=? 105 N/mm2 系數(shù) 1k 、 2k 是根據(jù)幾何參數(shù) 0k 確定的（見圖 ）。 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書 11 圖 系數(shù) 1k 、 2k 和 0k 之間對應(yīng)關(guān)系 0k 計(jì)算公式： 21221122221100 )]2c os ()11)(11(2)11()11[( ?yxyxyxyx RRRRRRRRRk ??????? （ ） 式中： 0R 為嚙合點(diǎn)兩齒面的綜合曲率半徑； xR 、 yR 為螺旋齒輪齒面的主曲率半徑；? 為兩螺旋面特征線間的夾角。 根據(jù)嚙合理論，任意光滑連續(xù)曲面上的任一點(diǎn)都有兩個主曲率，即最大和最小曲率。在齒輪傳動中一般都只計(jì)算兩齒輪在節(jié)線嚙合時的接觸應(yīng)力， 因此，只須求出兩螺旋齒輪的齒面在節(jié)點(diǎn)處的兩個主曲率。由于是標(biāo)準(zhǔn)中心距，所以也就 是要求出分度圓上的主曲率。主曲率半徑的計(jì)算公式： ??xR （ ） 0sinsin?ty arR ? （ ） 式中 r 為分度圓半徑； 0? 為基圓螺旋升角。它與分度圓螺旋角 ? 及法向壓力角 na 的關(guān)系為： 20 )c o s( s in1s in na?? ?? （ ） 0sin? = 式中 ta 為分度圓上的端壓力角，它與角度圓螺旋角 ? 及法向壓力角 na 的關(guān)系為： )c o s(1 ?nt tgatga ?? （ ） ta =176。 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書 12 大、小齒分度圓半徑分別為 、 mm故： yR1 =13 mm yR2 = mm 綜合曲率半徑 0R 的計(jì)算公式： )11()11(1 22110 yxyx RRRRR ???? （ ） 3130?R mm 兩螺旋面特征線間的夾角 ? 的計(jì)算公式： ）（122121n2222n12122s i n s i ns i nc osc os))( s i n(s i nc os nn aatgatg atg ??????? ???? （ ） 式中： 1? 、 2? 為螺旋齒輪分度圓上的螺旋升角， ???? 4590 11 ?? ，???? 4590 22 ?? ； na 、 1na 為分度圓和節(jié)圓上的法向壓力角，標(biāo)準(zhǔn)漸開線齒輪標(biāo)準(zhǔn)中心線安裝時均為 ?20 。 ?? ? 將已知的值代入公式（ ）計(jì)算得： 0k = 根據(jù)圖 ：系數(shù) 1k =。2k =。 將系數(shù) 1k 、 2k ；齒面法向力 nF 。0k ；當(dāng)量彈性模量 E代入公式（ ）、（ ）得： a = b = 因此，橢圓中心的最大接觸應(yīng)力： 32 nH Fab? ??? H? =389 N/mm2 齒輪的接觸疲 勞強(qiáng)度極限為 550MPa， H? 550MPa,故可以滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求。 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書 13 主動軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 求主軸上的功率 P、轉(zhuǎn)矩 T 傳動關(guān)系：電機(jī) — V 型帶 — 同步帶 — 下軸 — 同步帶 — 主動軸 已知：電機(jī)的 9功率： P=550W；電機(jī)的轉(zhuǎn)速 n=3000 minr ； V型帶的效率為 η 1 =。同步帶的效率為η 2 =；滑動軸承的效率為η 3 =；滾動軸承效率 4? =；故主軸的功率： 24232211 ???? ????? PP （ ） P1 =550 ? W=487 W 因此軸的扭矩： nPT 19550?? （ ） 4879 5 5 0 1 5 5 03000T N m m N m m? ? ? ? ? 求作用在大 齒輪上的力 由于所用的齒輪為螺旋齒輪，其分度圓直徑 d1 = 螺旋大齒輪圓周力 Ft 12dTFt ? （ ） NNF t 502 ??? 螺旋大齒輪法向力 Fn t1Fcos cosnnF a?? ? （ ） 其中 ? =45186。為大齒輪分度圓螺旋角； 1na =20186。為大齒輪法向壓力角；則 73 110c o s 4 5 c o s 2 0nFN??? ? ? 螺旋大齒輪 軸向力 Fa 畢 業(yè) 設(shè)