NP型内齿棘轮扳手的设计计算
棘轮的基本参数和计算公式
棘轮的基本参数和计算公式棘轮是一种常见的机械传动元件，常用于将旋转运动转化为直线运动或逆转。
它由一组齿轮组成，其中一个被称为“主轮”或“棘齿轮”，另一个被称为“从轮”或“棘齿”。
棘轮的参数主要涉及到齿数、模数、压力角等，下面将详细介绍。
一、基本参数：1.齿数（Z）：棘轮的齿数是指主轮和从轮的齿数之和。
2.模数（m）：棘轮的模数是指齿轮齿数与其分度圆直径之比。
模数常用于设计棘轮的齿数、齿宽和模数系列的选择。
3.压力角（α）：棘轮的压力角是指主轮和从轮齿轮齿面与法线之间的夹角。
压力角的选择主要取决于传动的承载能力和传动效率。
4.螺旋角（θ）：螺旋角是指棘轮的齿面螺旋线与其轴线之间的夹角。
螺旋角的选择主要取决于传动的平稳性和噪声要求。
二、计算公式：1.主轮齿数（Z1）和从轮齿数（Z2）之间的关系：Z1=Z-Z22.主轮分度圆直径（D1）和从轮分度圆直径（D2）之间的关系：D1=m*Z1D2=m*Z23.主轮螺旋角（θ1）和从轮螺旋角（θ2）之间的关系：θ1 = tan^-1[(tanα) / (cosα - (Z1 / Z2))]θ2 = tan^-1[(tanα) / (cosα - (Z2 / Z1))]4.主轮齿宽（b1）和从轮齿宽（b2）之间的关系：b1 = b / cosθ1b2 = b / cosθ25.主轮螺旋线的半径（r1）和从轮螺旋线的半径（r2）之间的关系：r1 = (D1 / 2) / cosθ1r2 = (D2 / 2) / cosθ2其中，b为齿轮的齿宽。
这些公式可以帮助我们计算和设计棘轮的各项参数。
需要注意的是，棘轮的选择和设计应根据具体应用需求，包括承载能力、传动效率、平稳性和噪声要求等综合考虑。
棘爪装置强度计算
棘爪装置强度计算1.按齿受弯曲校核棘轮模数m ≥3][75.1n m n Z M σψ m=t/π=1300×12÷360=43.3mm （式中：t —周节，π—圆周率）M n =F 支×（D+d ）÷2=600×（690+43）÷2=219900Nm （式中：F 支—支持负载，D —卷筒底径，d —钢丝直径）m=43.3≥3][75.1n m n Z M σψ=5.58033021990075.13=⨯⨯mm 式中：Z —棘轮齿数，Z=30；Ψm =齿宽系数，Ψm =3（查《机械设计手册》表8-6-23）；[σn ]—棘轮齿材料的许用弯曲应力，[σn ]=80MPa 。
2.按齿受挤压校核棘轮模数m ≥8.12303302199002][2=⨯⨯⨯=P Z M m n ψmm （式中：[P]—许用单位线压力，[P]=30MPa ） 从计算可见，棘轮强度符合设计要求。
3.棘爪的强度计算σn =M n ÷W+P ÷F ≤[σn ]P=2×M n ÷D=2×219900×103÷1300=3.38×105（N ）（式中D 为棘轮直径）M n =P ×e=3.38×105×0.8×10-3=270（Nmm ）（式中e 为偏心距，e=0.8mm ）F=b ×δ=90×40=3600mm 2（式中b 为棘爪宽度和棘爪危险断面的厚度）W=b ×δ2÷6=90×402÷6=24000mm 3代入上式：σn =M n ÷W+P ÷F=270×103÷24000+3.38×105÷3600=105MPa ≤[σn ]=120MPa式中：[σn ]—棘爪材料许用弯曲应力，[σn ]=120MPa 。
NP型内齿棘轮扳手的设计计算
太大 ,但当 z 值过小时 , 会导致棘爪不能换向 , 为便于拉刀的分
度 ,以提高棘轮的分度精度 ,一般常选择能够除尽 360°的整数 ,
如 20 ,24 ,25 ,30 ,32 ,36 ,40 ,45 ,48 ,50 ,60 ,72 等 。
(2) 棘爪齿数的选择 。
棘爪的齿数 z G越多 ,扳手的承载能力越大 。或者说 ,扳手的
棘轮扳手是工具行业的重要产品之一 ,但目前在国内外并 没有可查取的计算方法 ,各生产厂家都是用实验法或模拟法进 行设计 ,工作效率低而不经济 。
内齿棘轮扳手的结构有许多种 ,主要是因棘爪的形状不同 而异 。最常见的有 : (1) 多齿棘爪 ,棘爪与榫头之间的承载面为 一小圆柱面 。此类扳手代称 N Y 型扳手 ,其棘爪称 N Y 型棘爪 ; (2) 多齿棘爪 ,棘爪与榫头之间的承载为一平面 。此类扳手称 “N P”型扳手 ,其棘爪代称 N P 型棘爪 。以下介绍 N P 型扳手设 计计算的基本思路 。
l。
5 强度计算
5. 1 齿面抗压强度计算 扳手的切向力 FQ 与扭力作用圆半径 RN 的乘积应等于扳
手的输出扭矩 Mo ,即 :
FQ = Mo / R N
图 2 内齿棘轮基本形状 (8) 内齿棘轮扳手有以下几个专用术语需要加以说明 : ①集中力作用点 ———为了简化受力分析 , 假设各棘爪齿 上分散的受力集中到棘爪的某一点上 , 该点称为集中力作用 点 ,用符号 F 表示 。 ②扭力作用圆 ———F 点所在的以棘轮中心为圆心的圆称 为扭力作用圆 ,其半径用 RN 表示 。 ③集中力作用点的齿面压力角 ———F 点指向棘轮中心的 径向力 FJ 与齿面之间的夹角称为集中力作用点的齿面压力角 , 用符号 αF 表示 。 ④集中力作用点的径力角 ———榫头给棘爪的支反力 FH 与 FJ 之间的夹角称为集中力作用点的径力角 ,用符号 γF 表示 ⑤扭力作用圆当量齿数 ———扭力作用圆半径用模数和某 一系数表示时 , 该系数叫做扭力作用圆当量齿数 , 用符号 zN 表 示。
棘轮型手动压机设计
棘轮型手动压力机的设计1 引言1.1课题研究的目的及意义机械设计是机械工业的基础技术。
科研成果要转变成有竞争里的新产品，设计起着关键性的作用。
设计工作的质量和水平，直接关系到产品的质量、性能和技术经济效益。
工业发达的国家都十分重视机械设计工作，依靠先进的技术和数字化的电控部件不断的研制出适应市场需求的机电产品，有力的促进全球经济的蓬勃发展。
机械工业的水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。
人们之所以要广泛使用机器是由于机器既能承担人力所不能或不便进行的工作，又能较人工生产改进产品的质量，能够大大提高劳动生产率和改善劳动条件。
手动压力机是机械压力机中具有代表性的一类加工设备，该类设备结构坚固，提高生产效率，且具有操作方便、动作灵活，经久耐用等特点。
它广泛应用于家电业、电子工业、电器端子、钟表工业、照相机、微型马达等制造及零部件装配，最适用小零部件之压入、成型、装配、铆合、打印、冲孔、切断、弯曲、印花等工作要求。
它的用户几乎包罗了国民经济各部门，量大面宽。
现在我国经济建设蓬勃发展，压力机的使用从大型工厂到私人手工作坊，几乎在涉及到零件冷压工艺的地方都可以见到。
压力机种类繁多，型式多样，工作压力小到几十公斤，大到几吨。
我国许多企业自“八五” 以来，通过技术攻关、自行设计，以及从德国舒勒、美国维尔森、日本小松等著名公司引进设计制造技术，或采取与国外厂商合作生产的方式，将国内压力机的技术水平提升到了国际先进水平。
目前国内生产的一些大型机械压力机及其生产线已跨出国门，走向世界。
小型手动压力机虽然刚度差，降低了模具寿命和制件质量。
但是它成本低、操作方便，容易安装机械化装置。
并且由于手动压力机总体处于质量稳定、大批量廉价市售状态，由国情决定，其市场需求量仍将保持在一个较高的水平。
这次所设计的棘轮式手动压力机属于中小型压力机，其中主要以人力为主，通过齿轮带动齿条运动，用棘轮实现自锁，用手轮回复齿条，其中主要设计了各个系统传动的零部件，结构比较简单，属于典型的手动压力机。
机械手手部的设计计算
机械手手部的设计计算1.1 手部设计基本要求（1）应具有适当的夹紧力和驱动力。
应当考虑到在一定的夹紧力下，不同的传动机构所需的驱动力大小是不同的。
（2）手指应具有一定的张开范围，手指应该具有足够的开闭角度（手指从张开到闭合绕支点所转过的角度）γ∆，以便于抓取工件。
（3）要求结构紧凑、重量轻、效率高，在保证本身刚度、强度的前提下，尽可能使结构紧凑、重量轻，以利于减轻手臂的负载。
（4）应保证手抓的夹持精度。
1.2 典型的手部结构（1）回转型包括滑槽杠杆式和连杆杠杆式两种。
（2）移动型移动型即两手指相对支座作往复运动。
（3）平面平移型。
1.3 机械手手抓的设计计算1.1.1 选择手抓的类型及夹紧装置本设计是设计平动搬运机械手的设计，考虑到所要达到的原始参数：手抓张合角γ∆=060，夹取重量为60Kg。
常用的工业机械手手部,按握持工件的原理,分为夹持和吸附两大类。
吸附式常用于抓取工件表面平整、面积较大的板状物体,不适合用于本方案。
本设计机械手采用夹持式手指,夹持式机械手按运动形式可分为回转型和平移型。
平移型手指的张开闭合靠手指的平行移动,这种手指结构简单, 适于夹持平板方料, 且工件径向尺寸的变化不影响其轴心的位置, 其理论夹持误差零。
若采用典型的平移型手指, 驱动力需加在手指移动方向上,这样会使结构变得复杂且体积庞大。
显然是不合适的，因此不选择这种类型。
通过综合考虑，本设计选择二指回转型手抓，采用滑槽杠杆这种结构方式。
夹紧装置选择常开式夹紧装置，它在弹簧的作用下机械手手抓闭和，在压力油作用下，弹簧被压缩，从而机械手手指张开。
1.1.2 手抓的力学分析下面对其基本结构进行力学分析：滑槽杠杆 图1.1（a ）为常见的滑槽杠杆式手部结构。
(a)(b)图1.1 滑槽杠杆式手部结构、受力分析1——手指 2——销轴 3——杠杆在杠杆3的作用下，销轴2向上的拉力为F ，并通过销轴中心O 点，两手指1的滑槽对销轴的反作用力为F 1和F 2，其力的方向垂直于滑槽的中心线1oo 和2oo 并指向o 点，交1F 和2F 的延长线于A 及B 。
齿轮各参数计算公式
齿轮各参数计算公式模数齿轮计算公式名称代号计算公式模数m m=p/n =d/z=da/（z+2）（d为分度圆直径，z为齿数）齿距P p= n m=t d/z齿数Z z=d/m=n d/p分度圆直径d d=mz=da-2m齿顶圆直径da da=m(z+2)=d+2m=p(z+2)/ n齿根圆直径df df=d-2.5m=m(z-2.5)=da-2h=da-4.5m齿顶咼ha ha=m=p/n齿根高hf hf=1.25m齿高h h=2.25m齿厚s s=p/2= n m/2中心距a a=(z1+z2)m/2=(d1+d2)/2跨测齿数k k=z/9+0.5公法线长度w w=m[2.9521(k-0.5)+0.014z]13-1什么是分度圆？标准齿轮的分度圆在什么位置上？13-2 一渐开线，其基圆半径r b= 40 mm ,试求此渐开线压力角：■ = 20°处的半径r和曲率半径p的大小。
13-3有一个标准渐开线直齿圆柱齿轮，测量其齿顶圆直径da = 106.40 mm ,齿数z=25,问是哪一种齿制的齿轮，基本参数是多少？13-4两个标准直齿圆柱齿轮，已测得齿数z i= 22、Z2= 98,小齿轮齿顶圆直径d ai= 240 mm ,大齿轮全齿高h=22.5 mm，试判断这两个齿轮能否正确啮合传动？13-5有一对正常齿制渐开线标准直齿圆柱齿轮，它们的齿数为Z1= 19、Z2= 81,模数m= 5 mm，压力角= 20°若将其安装成a'= 250 mm的齿轮传动，问能否实现无侧隙啮合？为什么？此时的顶隙（径向间隙）C是多少？13-6已知C6150车床主轴箱内一对外啮合标准直齿圆柱齿轮，其齿数Z1 = 21、Z2= 66,模数m = 3.5 mm ,压力角□= 20°正常齿。
试确定这对齿轮的传动比、分度圆直径、齿顶圆直径、全齿高、中心距、分度圆齿厚和分度圆齿槽宽。
13-7已知一标准渐开线直齿圆柱齿轮，其齿顶圆直径d ai= 77.5 mm，齿数z1=29。
棘轮机构的参数化设计
文章编号:1004-2539(2010)12-0027-03棘轮机构的参数化设计王良文 李安生 唐维纲 张小辉(郑州轻工业学院机电工程学院, 河南郑州 450002)摘要 以各类机械中常用的齿式棘轮机构的设计为例,建立了棘轮机构参数化设计的数学模型,利用VB对AutoC AD的二次开发技术,成功实现了棘轮机构的参数化设计。
该系统在选定棘轮机构的设计参数情况下,能够计算相关参数,对设计结果进行自动校验,并可以实现棘轮机构工程图的自动输出,进行尺寸参数及技术条件的标注,提高了棘轮机构的设计效率。
为棘轮机构的数字化设计、加工提供了理论依据。
关键词 棘轮机构 参数化设计 VB C AD二次开发The Parametric Design of Ratchet MechanismWang Liangwen Li Ansheng Tan Weigang Zhang Xiaohui(College of Mechanical and Electrical Engi neering,Zhengzhou Uni versity of Light Industry,Zhengz hou450002,Chi na)Abstract Using the tooth ratchet mechanism using in all kinds of machine as an example,a mathematical model for parametric design about ratchet mechanism is established.The parametric design is realized by using sec ond devel oping technology for AutoCAD in VB.W hen the design parameter in the syste m is selected,the relating parameter can be calculated and the design results can be checked automatically,the ratchet mechanism engineering dra wing can be given out automatically,label dimension and technology terms can be marked,the efficiency is improved.A theoreti cal basis of digital design and manufacture for ratchet mechanism is provided.Key words Ratchet mechanism Parametric design VB Second developing technology for AutoCAD0 引言棘轮机构以其结构简单、工作可靠等优点,在各类机械设备中广泛应用,多用于进给、转位或分度、制动、超越、计数等场合。
工程机械发动机构造与维修(第2版)习题及答案
第一章发动机总体构造1、发动机的基本术语有哪些？各有什么含义？(I)工作循环活塞在气缸内往比运动时，完成了进气、乐缩、作功和排气4个工作过程，周而兔始地进行这些过程，内燃机才能持续地运转对外输出功率，每完成一次上述4个过程称为一个工作循环。
(2)上止点(TDC)上止点是指活寒离曲轴回转中心最远处，通常指活寒的最高位置。
(3)卜止点(BDe)下止点是指活塞离曲轴回转中心最近处，通常指活塞的最低位置.(4)活塞行程(三)活塞行程是指上、下两止点间的距离，单位：亳米(mm)。
活塞由•个止点移到另一个止点，运动一次的过程称为行程。
(5)曲柄半径(R)曲柄半径是指与连杆大端相连接的曲柄销的中心线到曲轴回转中心线的距离(11rι),显然，曲轴每转一周，活塞移动两个行程，呻S=2R.(6)气缸工作容积(V h)气缸工作容积是指活塞从上止点到下止点所让出的空间的容积.其计算公式为V h=11I)2S∕4×IO6式中：K一—气缸工作容积,升(1.)：D——气缸直径，花米(物)：S——活塞面枳，平方亳米(mm?)。
(7)发动机工作容积(V t)发动机工作容积是指发动机所有气缸工作容枳的总和，也称发动机的扣量。
若发动机的气缸数为i,则V1=V11-i。
(8)燃烧室容积(VJ热烧室容积是指活寒在上止点时，活寤顶上面空间的容积，单位：升(1.),(9)气缸总容积(VJ气缸总容积是指活塞在下止点时，活塞顶上面空间的容积(1.).它等丁•气缸工作容积与燃烧窕容积之和，即V.=V h+工（10）压缩比（ε）压缩比是指气缸总容积与燃烧室容枳的比值，即e=V u∕V c=V h+V./V c=1.+V h/V t（11）工况内燃机在某一时刻的运行状况简称工况，以该时刻内燃机对外输出有效功率和转速来表示。
（12）负荷率内燃机在某一转速卜.发出的有效功率与相同转速卜所能发出的最大有效功率的比值称为负荷率，简称负荷。
2、发动机总体结构包括哪几部分？各起什么作用？（1）曲柄连杆机构。
棘轮扳手工艺要求
棘轮扳手工艺要求该棘轮扳手的轮芯外圆为72齿，配上棘爪后，360度范围内快速转动，而且可只转动5度即可旋转螺母！其它材料你可上网查询一下，国内生产厂家的内部结构大同小异！两用22棘轮扳手工艺要求(试行)一.工艺流程：毛坯成型→热切边→退火→毛坯抛丸→冲孔→冲口→精整型→精推口→钻铣孔→磨两侧面→精推孔→铣外圆→铣月牙槽→车卡簧槽→钻小孔→压销钉→磨光→压字→热处理→振动研磨→电镀→装配→包装二.工艺要求:1.毛坯用料?25×185,扳手成型完整，轮廓线条清晰，圆头厚度15～15.5，呆头厚度9.4±0.5,圆头厚度不能低于15㎜。
2．毛坯切边后及时放如退火罐中进行退火，温度降到100℃以下出罐空冷。
3．毛坯抛丸要将表面的氧化皮全部抛掉。
4．冲孔尺寸?25，将毛坯圆头内的连皮全部冲掉，孔面不要出现拉料、缺料等现象。
冲口按粗冲精推的要求进行。
5．毛坯切边、冲口、冲孔会后引起变形，必须进行精整，整型后毛坯头部要平直，不要破坏毛坯的轮廓几何形状。
精整后圆头厚度15.1±0.1。
6．扳手精推口后开口尺寸、口深、对称度符合图纸要求，不要有残余的毛刺。
7．钻铣后的孔尺寸：?30.7±0.05。
8．磨两侧面，磨后目测两侧面关于中心对称，粗糙度Ra0.8，圆头厚度13.7～13.8，呆头厚度9.2±0.1。
9．精推孔后尺寸：?31.2～31.25。
孔面粗糙度不大于Ra3.2。
10．铣外圆铣掉圆头周围毛刺及关于内孔不对称的部分。
11．铣月牙槽，?24×6.6T型铣刀,槽深4.8～4.9, 槽到外侧距离2.3～2.4，用内槽游标卡尺测量，位置用专用量具。
12．车卡簧槽，槽内直径32.5，槽宽1.1±0.05, 槽到外侧距离1.3～1.4。
13．钻小孔,用?1.9钻头, 钻空深度11,位置见图纸,首件用销钉检查。
14．压销钉, 销钉尺寸?2×10, 销钉要全部压入小孔内。
棘轮设计举例说明
棘轮的设计大家可以按照下面的步骤来进行设计，实际问题再实际分析(1)棘轮的设计棘轮的齿数，如果系手摇绞车所用，大约为8~16齿的程度。
本设计取z=14。
作为中间轴的力矩，为制动器之项的回转力矩Mt = (作用於制动轮的回转力)x(制动轮的半径)= ＴxＲBＴ=258kg ＲB=12.5cm 代入Ｍt=258x12.5=3225kgcmp=3.75*( Ｍt/(z*sb*Ｋ))0.333以上记之值代入z=14sb=300kg/cm2Ｋ=(0.5~1.0) 取0.8P=3.75(3225/14/300/0.8)0.333=36mm模数m = p/p = 36/3.14 ≒11.46 ≒12m = 12p = m*p= 12 x 3.14 ≒37.7mm齿的高度h = 0.35p = 0.35x37.7 = 13.195mm = 14mm齿尖的厚度c = 0.25p = 0.25x37.7 = 9.42 = 10mm棘轮的外接直径D = m*z = 12x14 = 168mm棘轮的宽度b = Ｋ*P = 0.8*37.7 = 30.16mm = 30mm掣子的角度a=15°对棘轮的压力的压溃强度由sc = Ｔ/(bh)，Ｔ= 2Ｍt/Ｄ之值代入Ｍt= 3225kgcmＤ= 16.8cmb = 3cmh = 1.4cmsc= 3225x2/16.8/3/1.4=91.4kg/cm2=0.914kg/mm2容许压应力的范围0.5~1.0kg/mm2，所以上记之值在此范围内不会因受压缩而压溃(2)掣子轴的设计掣子轴的直径为d 在掣子轴发生弯曲力作用，故其弯曲力矩设为M，则M = (作用於掣子的力)x(掣子宽x棘轮宽) / 2= Ｔ*b/2Ｔ= 2Ｍt/Ｄ= 3225x2/16.8=383.9kgＴ= 384(kg)*3/2=576kgcmsb= 400kg/cm2d= (32M/p/sb)0.333=(32x576/3.14/400)0.333=2.45d= 25mm掣子轴受剪的情形：取ss=400kg/cm2d=(4Ｔ/psS)0.5=(4X384/3.14/400)0.5=1.12cm=12mm由上记两者比较，应取受弯曲作用时之直径d=25mm(3)板弹簧的设计使用板弹簧、板弹簧的设计，需考虑制动轮、掣子、棘轮、中间轴、机架的相互位置，於绘制构想图中决定之，即棘轮的大小，棘轮齿的宽度，均应考虑，然後在构想的阶段假定长l，厚t，宽b，求其弯曲应力。
各种齿轮参数计算公式大全
各种齿轮参数计算公式大全齿轮是机器、仪器中使用最多的传动零件，齿轮是一个较复杂的几何体，对单个齿轮的齿廓加工误差国家标准规定了17种控制参数，根据齿轮使用要求的不同，对以上17个参数控制的要求也不同。
如何确定齿轮的精度等级以及依据其精度等级确定相关控制参数的公差值，是齿轮设计的关键所在。
齿轮的基本参数：齿轮的组成结构一般有轮齿、齿槽、端面、法面、齿顶圆、齿根圆、基圆和分度圆。
（1）齿数：一个齿轮的轮齿总数叫齿数，用Z表示。
小齿轮的齿数可取为z1=20~40。
开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的齿数，一般可取z1=17~20。
（2）模数由于齿轮的分度圆直径 d 可由其周长 zp 确定，即d = zp/π。
为便于设计、计算、制造和检验，令p/π= m ，m 称为齿轮的模数，并已标准化。
它是决定齿轮大小的主要参数。
分度圆直径d=mZ，所以m=d/z。
(3)压力角α 即分度圆压力角，并规定其标准值为α=20°。
它是决定齿轮齿廓形状的主要参数。
分度圆直径d=mZ/cosβ压力角rb=rcosα=1/2mzcosα在两齿轮节圆相切点P处，两齿廓曲线的公法线（即齿廓的受力方向）与两节圆的公切线（即P点处的瞬时运动方向）所夹的锐角称为压力角，也称啮合角。
对单个齿轮即为齿形角。
标准齿轮的压力角一般为20”。
在某些场合也有采用α＝14.5° 、15° 、22.50°及25°等情况。
(4)齿顶高系数和顶隙系数：h*a 、C*两齿轮啮合时，总是一个齿轮的齿顶进入另一个齿轮的齿根，为了防止热膨胀顶死和具有储成润滑油的空间，要求齿根高大于齿顶高。
为次引入了齿顶高系数和顶隙系数。
正常齿：h*a =1； C*=0.25 短齿：h*a =0.8； C*=0.3一对相互啮合的齿轮，模数、压力角必须相等。
标准齿轮的压力角（对单个齿轮而言即为齿形角）为20°齿轮参数计算公式大全：1. 内齿模数齿轮2. 直齿模数齿轮3. 斜齿模数齿轮4. 伞齿模数齿轮5. 变位模数齿轮6. 直齿径节齿轮7. 斜齿径节齿轮8. 齿条。
棘轮设计——精选推荐
棘轮设计名称符号计算公式ρ=πm1、1.5、2、2.5、3、3.5、4、5、6、7、8、10、模数m12、14、16、18、20mm棘轮齿⾼h⼀般取h=0.75m棘轮齿顶厚a⼀般取a=m棘轮齿顶圆直径da da=mz棘轮根圆直径df df=da-2h=da-1.5m棘轮齿槽夹⾓θθ=60o或θ=55o(视铣⼑⾓度⽽定）棘轮齿槽圆⾓半径r ⼀般取r=1.5mm棘轮厚度 b 铸钢b=1.5-4mm;锻钢b=1～2mm 棘⽖⼯作长度l l=2p=2πm棘⽖⾼度h1m≤2.5时，h1=h+(2～3)mm;m=3～5时h1=(1.2～1.7)m棘⽖尖顶圆⾓半径r1⼀般取r1=2mm棘⽖底长度a1a1=(0.8～1)m棘轮机构的设计1.棘轮与棘⽖的轴⼼位置在棘轮机构⼯作时，棘⽖给棘轮轮齿的作⽤⼒沿A⽅向(视棘⽖为⼆⼒构件)，在相同推⼒的情况下，为了能使棘2．棘轮的齿⾯偏斜⾓α，棘⽖进⼊棘轮的齿槽时在A点处开始接触，此时棘⽖上受到棘轮齿⾯法向反⼒N和摩擦⼒Ff的作⽤。
为了使棘⽖能顺利地进⼊齿槽底部，通常将棘轮齿⾯做成与半径02A成⼀定的夹⾓α，这⼀偏斜⾓称棘轮的齿⾯偏斜⾓，⼀般取α=lO°～l 5°。
3．棘轮机构的主要参数（1）．棘轮齿数z根据⼯作要求选定。
轻载时齿数可取得多些，可达250齿；载荷较⼤时，齿数取少些，通常取z=8～30。
例如⽜头刨床横向进给机构中的丝杠，其导程L=6mm,要求最⼩进给量为0.2mm,若棘⽖每次拨过⼀个齿，则棘轮的最⼩转⾓为：所以棘轮的最少齿数z=360o/12o=30。
（2）．棘轮齿距ρ相邻两齿齿顶圆周上对应点间的弧长，mm（3）．棘轮模数m棘轮齿距ρ与π之⽐，即ρ=πm。
（4）．齿顶圆直径da齿顶圆直径可由公式da=mz求得。
齿数z和模数m确定后，棘轮机构的其他⼏何尺⼨，可由公式算出。
内啮合齿轮参数计算［PDF］
内啮合齿轮参数计算已知：m＝2.5、Z1＝15、Z2＝19、α0＝28°、ha*＝1.0、C*＝0.25、π＝3.14159 分度圆d1＝m×Z1＝37.5 mm （外齿轮）d 2＝m×Z2＝47.5 mm （内齿轮）基圆d b1＝m×Z1×cosα0＝33.1105 mmd b2＝m×Z2×cosα0＝41.9400 mm基节t b1＝t b2＝π×m×cosα0＝6.9346 mm齿顶高ha1＝ha*×m＝2.5 mmha2＝ha*×m＝2.5 mm齿根高h f1＝(ha*＋C*)m＝3.125 mmh f2＝(ha*＋C*)m＝3.125 mm齿顶圆直径 da1＝d1＋2 ha1＝42.5 mmda2＝d2－2 ha2＋Δda＝42.9949 mmΔda＝2 ×ha*2×m÷Z2÷tgα0齿根圆直径d f1＝d1－2 h f1＝31.25 mmd f2＝d2＋2 h f2＝53.75 mm全齿高h1＝ha1＋h f1＝5.625 mmh 2＝（d f2－da2）÷2＝5.375 mm齿顶圆压力角αa1＝arccos(d b1÷da1)＝38.824442°αa2＝arccos(d b2÷da2)＝12.718233°重合度ε＝(1÷2π)×[Z1 (tgαa1－tgα0) －Z2 (tgαa2－tgα0)]＝1.577 中心距a＝m÷2×（Z2－Z1）÷2＝5 mm齿顶厚Sα1＝da1×(π÷2÷Z1＋invα0－invαa1)＝0.8724 mmSα2＝da2×(π÷2÷Z2－invα0－invαa2)＝1.5452 mm齿顶厚对应角度αd1＝360÷(da1×π÷Sα1)＝2.352229°αd2＝360÷(da2×π÷Sα2)＝4.118326°分度圆弧齿厚S1＝m×(π÷2)＝3.927 mmS 2＝m×(π÷2)＝3.927 mm公法线长W1＝m×cosα0×[π×(K1－0.5)＋Z1×invα0]＝18.7609 mm W2＝m×cosα0×[π×(K2－0.5)＋Z2×invα0]＝19.1408 mm K1＝Z×α0÷180＋0.5＝2.833 K2＝Z×α0÷180＋0.5＝3.455K: 四舍五入取整数。
插齿机挂轮计算公式大全
插齿机挂轮计算公式大全1.传动比（i）的计算公式：i = (Z1 * Z2 * Z3 * ... * Zn) / (z1 * z2 * z3 * ... * zn)其中，Z1, Z2, Z3, ..., Zn是上齿轮的齿数；z1, z2, z3, ..., zn是下齿轮的齿数。
2.齿轮模数（m）的计算公式：m=d/z其中，d是齿轮的分度圆直径；z是齿数。
3.齿距（p）的计算公式：p=π*m其中，π（pi）是圆周率。
4.分度圆直径（d）的计算公式：d=m*z其中，m是模数；z是齿数。
5. 齿顶高（hf）的计算公式：hf = h + c其中，h是齿高；c是齿顶间隙。
6. 齿根高（hf）的计算公式：hf = h - c其中，h是齿高；c是齿顶间隙。
7.齿厚（s）的计算公式：s=π*m/2其中，π（pi）是圆周率；m是模数。
8.正确的齿侧间隙的计算公式：c=0.25*m其中，m是模数。
9.推荐的最小齿顶间隙的计算公式：h1 = 0.167 * dm其中，dm为两个相互啮合的齿轮的基本分度圆的直径。
10.推荐的最大齿顶间隙的计算公式：h2 = 0.157 * dm其中，dm为两个相互啮合的齿轮的基本分度圆的直径。
11.根据传动比和旋转速度计算输出速度的公式：N2=(N1*i)/60其中，N1为输入轴的旋转速度；N2为输出轴的旋转速度。
12.根据齿轮模数和齿数计算齿轮的分度圆直径的公式：d=m*z其中，m为齿轮的模数；z为齿轮的齿数。
这些公式是插齿机挂轮计算中比较常用的公式，通过这些公式可以计算出插齿机挂轮的传动比、齿轮模数、分度圆直径等相关参数，为插齿机的设计和运行提供了便利。
棘轮、棘爪的几何尺寸计算
棘轮、棘爪的几何尺寸计算。
棘轮的齿数是根据工作要求选定的。
可根据所要求的棘轮最小转角来确定棘轮
齿数.对于轻载荷的进给机构，齿数可取得较多，一般可达250，对于重载荷的起重
设备类，为了安全，一般模数较大，通常取8-30.
与齿轮一样，棘轮齿的大小也用模数来衡量。
棘轮顶圆直径D与齿数z之比称
为棘轮的模数，即m=D/z,棘轮齿的模数由强度计算或类比法确定并选用标准值。
当选定齿数z和按强度要求确定模数m之后，棘轮棘爪的主要几何尺寸就可以确定了，相关公式及其画法等可参考机械零件设计手册等有关参考资料O
3)棘轮机构的特点及其应用
棘轮机构的特点是结构简单、制造方便、运动可靠、转角大小可以调节。
但是，当棘爪落人齿槽底部，开始推动棘轮接触的瞬时会发生刚性冲击，故传动的平稳性较差。
当棘爪返回，在棘轮齿顶滑行时，会产生噪声和齿顶磨规，故不宜用于高速传动装置。
2.抽轮机构
1)楷轮机构的工作原理和类型
槽轮机构也是一种间歇运动机构.它是由槽轮2、销轮1和机架组成，有外啮合(见图6-5(a))和内啮合(见图6-5(b))两种类型。
具有圆销.3的销轮1是主动件，具
有径向槽的槽轮2是从动件。
当销轮作连续回转时，圆销进人从动槽轮的径向槽时，即拨动槽轮转动;当圆销由径向槽滑出时，槽轮即停止运动。
为了使槽轮具有精确的
间歇运动，当圆销脱离径向槽时，销轮圆盘上的锁住弧应恰好卡在槽轮的凹圆弧上，迫使槽轮停止运动，直到圆销再次进人下一个径向槽时，锁住弧脱开，槽轮才能继续回转。
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图$ " #型棘爪受力分析
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棘爪共受"个力： 一是作用线通过棘轮中心 3$ 的径向力， 表示； 二是与扭力作用圆相切的切向力， 用符号-8 表 用符号! 示； 三是与 、 用 -8 两力的合力大小相等方向相反的支反力， ! 这三个力的矢量和等于零， 它们的数值关系是： 符号 -6 表示。
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林孟霞， 等： 1 =型内齿棘轮扳手的设计计算
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基本公式
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棘轮扳手是工具行业的重要产品之一， 但目前在国内外并 没有可查取的计算方法， 各生产厂家都是用实验法或模拟法进 行设计， 工作效率低而不经济。 内齿棘轮扳手的结构有许多种， 主要是因棘爪的形状不同 而异。最常见的有： （ ） 多齿棘爪， 棘爪与榫头之间的承载面为 # 一小圆柱面。此类扳手代称 ! 其棘爪称 ! 0 型扳手， 0 型棘爪； （ ） 多齿棘爪， 棘爪与榫头之间的承载为一平面。此类扳手称 $ “! ” 型扳手， 其棘爪代称 ! " " 型棘爪。以下介绍 ! " 型扳手设 计计算的基本思路。
! " 型内齿棘轮扳手的设计计算
林孟霞#， 路俊秀$， 王树人#
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（ 天津大学 机械工程学院， 天津 & ； 河北电机股份有限公司， 河北 石家庄 ’ ） # % ’ ’ ’ ( $ $ % ) ’ ’ $ #
摘要： 在棘轮扳手的计算机方法中引入了模数的概念， 并且建立了 ! "型内齿棘轮扳手各几何参数与模数之间的数 学关系， 为棘轮扳手的设计计算提供了基本方法。 关键词： 棘轮； 棘爪； 棘轮扳手； 模数 中图分类号： * + # # $ % , 文献标识码： 文章编号： （ ） # ’ ’ # . $ & ) , $ ’ ’ , ’ $ . ’ ’ / ’ . ’ &
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（ ） 内齿棘轮的基本形状和有关符号的几何意义见图$ ； (
图$
内齿棘轮基本形状
（ ） 内齿棘轮扳手有以下几个专用术语需要加以说明： 1 — — 为了简化受力分析， 假设各棘爪齿 ! 集中力作用点 — 上分散的受力集中到棘爪的某一点上， 该点称为集中力作用 点， 用符号 * 表示。 — —* 点所在的以棘轮中心为圆心的圆称 " 扭力作用圆 — 为扭力作用圆， 其半径用 ’! 表示。 — —* 点指向棘轮中心的 # 集中力作用点的齿面压力角 — 径向力* 与齿面之间的夹角称为集中力作用点的齿面压力角， 4 用符号! * 表示。
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# 典型结构及工作原理
。按图#右侧图所示， 左棘爪 ! "型扳手的典型结构见图# 在右侧柄 上的内齿棘轮相啮合。手柄 顺时针旋转， 带动 $ # # 促使榫头也作顺时针旋转。 棘爪 $ 压向榫头 , 上的承压面 !， 这时， 扳手可对外输出扭矩， 手柄逆时针旋转， 棘轮齿将棘爪齿 从棘轮槽中推出。随着手柄的继续旋转， 棘爪齿在桃形弹簧 & 的拉力作用下进入后侧的棘轮槽。手柄再顺时针旋转， 扳手又 可对外输出扭矩。若转动换向手柄 1 ， 则换向拨销 2 拉动桃形 弹簧， 从而将棘爪拉向左侧与棘轮相啮合。这时与以上相反， 手柄逆时针旋转， 扳手可对外输出扭矩再顺时针旋转， 扳手又 可对外输出扭矩。若转动换向手柄 1 ， 则换向拨销 2 拉动桃形 弹簧， 从而将棘爪拉向左侧与棘轮相啮合。这时与以上相反， 手柄逆时针旋转， 扳手可对外输出扭矩。
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棘爪的受力分析 为便于分析， 将各棘爪齿的受力等效地集中到棘爪各受力
万方数据 齿面的对称中心 （图’ ） 。 图’中 3 *- 与棘爪齿面的交点- 上
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； 修订日期： ! 收稿日期： $ ’ ’ & . ’ & . $ , $ ’ ’ & . ’ 1 . # 2
万方数据 作者简介： 林孟霞 （ ， 女， 天津人， 工程师， 主要研究方向： 机械设计和计算机辅助设计。 # 2 / ( .）
" " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " " "
（ ） 计算： 式 （ ） （ 、 ） 中的角 # $ , $ . $ / - 按式
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式 （ ） 中的! 角# ) $0 ) 之间。 $ , & - 在& & 是图’中承压面 1 与 0 * 3$ 联线间的夹角。 按式 （ ） 计算： $ 0 （ ） $ 0 齿面所承受的正压力用符号 “-<”表示， -< 的大小等于切 向力 -8 和径向力 分别在齿面法向的投影之和， 其计算公式 !
图! " #型爪与棘轮的啮合关系
。 对于棘轮尺寸和输出扭矩确定的扳手来说 -8 是定数， 降低! 降低 由式 （ ） 可知， 增大# $ , !就可以降低棘齿齿面的正压力。 有"个途径： 一是减小 " 这与 " " 7， 7 越多越好的原则相违背， 7 不能随意减小； 二是增加棘轮齿数 "， 在扳手外形尺寸不超过标 由式 （ ） 可知， 减小 4 准规定时这是可行的； 三是减小角度! $ 0 &。
值可以减小! 于是在强度允许的前提下， 应尽可能的使 ! 值 !。 为最小。 这就是选择榫头承压面中心高的原则。 开始计算时可 取" ， 反之取大数。 待模数计算之后， 如不 # " 少时取小数， ! #" 合适再行调整， 重新计算模数。 $ $ $ 校核换向条件 棘爪能够顺利换向的充分必要条件是： 当棘爪对称中心线 与榫头承压面垂直时， 棘爪两承压面的交线 % （平面图上为点） 到榫头承压面的距离& 应等于或大于图$中的线段 ’ ( 的长度 即： )，
棘轮的齿数"、 棘爪的齿数" 7 和榫头承压面中心高是在计 算前给定的。 它们分别按以下原则选择： （ ） 棘轮齿数的选择。 $ 扳手能够实现的最小摆角就越小， 但在模 棘轮齿数"越多， 数一定的情况下， 扳手的外形尺寸就越大， 所以一般不希望"值 会导致棘爪不能换向， 为便于拉刀的分 太大， 但当 " 值过小时， 度， 以提高棘轮的分度精度， 一般常选择能够除尽 " . & ) 的整数， 如% ， ， ， ， ， ， ， ， ， ， ， & % ’ % + " & " % " . ’ & ’ + ’ , + & . & / %等。 （ ） 棘爪齿数的选择。 % 棘爪的齿数" 扳手的承载能力越大。 或者说， 扳手的 7 越多， 输出扭矩一定， 每个爪齿所承受的负荷就越小。 所以 " 7 越多， 但由于棘爪换向空间的限制， 也不能选得太大， 一 " 7 越多越好。 般可选 " ／ ／ " $$ "。 . + 7 %$ （ ） 榫头承压面中心高的选择。 " 榫头承压面中心高是指棘轮中心到榫头承压面 1 （图 ’ ） 的垂直距离， 用符号 4 表示。 根据式 （ ） 可知， 增大 # $ . - 值可以