哈工大机械原理大作业齿轮——15号
(完整word版)哈工大机械原理大作业3齿轮传动设计
4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
4.1滑移齿轮5和齿轮6
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮5
17
齿轮6
39
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
令 =4
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为 = =6.4667
滑移齿轮传动的传动比 = =2.308
= =2.857
定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
3、齿轮齿数的确定
根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6为标准齿轮，7、8、9和10为角度变位齿轮。设 17， = 39满足传动比，由于是标准齿轮，可得中心距a=76mm ，h*a=1， =17，因此不会发生根切，开始设计下面的角度变位。
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=56
7
实际中心距
56
8
啮合角
9
变位系数
齿轮5
0
齿轮6
0
10
齿顶高
齿轮5
2mm
齿轮6
2mm
11
齿根高
齿轮5
2.5mm
齿轮6
2.5mm
12
分度圆直径
齿轮5
34mm
齿轮6
78mm
13
齿顶圆直径
齿轮5
38mm
齿轮6
82mm
14
齿根圆直径
哈工大机械原理大作业齿轮——15号
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业三课程名称：齿轮传动设计院系：机电工程学院班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：一、设计题目1、机构运动简图2、机械传动系统原始参数序号电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数23 9703337415.2≤4≤24≤33二、传动系统设计1、传动比的分配电动机转速n=970r/min，输出转速n1=33 r/min，n2=37 r/min，n3=41 r/min，带传动的最大传动比maxpi=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比=4，定轴齿轮传动的最大传动比=4。
传动系统的总传动比为:11n ni ==970/33=29.394 22n ni ==970/37=26.216 33n ni ==970/41=32.391 传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321,,v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比4max 1==v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为939.21max 1==v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比 568.3max22==p f v i i i i220.3max33==p f v i i i i定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4432.1max 3=<==d f d i i i2、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为变位齿轮，其齿数：z 5=12，z 6=48，z 7=13，z 8=46，z 9=14，z 10=45；它们的齿顶高系数h a *=1，径向间隙系数c *=0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距a =60mm 。
哈工大机械原理大作业
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业一课程名称：机械原理设计题目：连杆机构运动分析院系：机电学院班级： 1208105分析者：殷琪学号：指导教师：丁刚设计时间：哈尔滨工业大学设计说明书1 、题目如图所示机构，一只机构各构件的尺寸为AB=100mm，BC=4.28AB，CE=4.86AB，BE=8.4AB，CD=2.14AB，AD=4.55AB，AF=7AB，DF=3.32AB，∠BCE=139?。
构件1的角速度为ω1=10rad/s，试求构件2上点E的轨迹及构件5的角位移、角速度和角加速度，并对计算结果进行分析。
2、机构结构分析该机构由6个构件组成，4和5之间通过移动副连接，其他各构件之间通过转动副连接，主动件为杆1，杆2、3、4、5为从动件，2和3组成Ⅱ级RRR基本杆组，4和5组成Ⅱ级RPR 基本杆组。
如图建立坐标系3、各基本杆组的运动分析数学模型1) 位置分析2) 速度和加速度分析 将上式对时间t 求导，可得速度方程：将上式对时间t 求导，可得加速度方程:RRR Ⅱ级杆组的运动分析如下图所示 当已知RRR 杆组中两杆长L BC 、L CD 和两外副B 、D 的位置和运动时，求内副C的位置、两杆的角位置、角运动以及E 点的运动。
1) 位置方程由移项消去j ϕ后可求得i ϕ：式中，可求得j ϕ：E 点坐标方程：其中2) 速度方程两杆角速度方程为式中，点E 速度方程为3) 加速度方程两杆角加速度为式中，点E 加速度方程为RPR Ⅱ级杆组的运动分析（1） 位移方程（2）速度方程其中（3）加速度方程4、 计算编程利用MATLAB 软件进行编程，程序如下:% 点B 和AB 杆运动状态分析>>r=pi/180;w 1=10;e 1=0;l 1=100;Xa=0;Ya=0;Vax=0;Vay=0;aax=0;aay=0;f1=0:1: 360;% B 点位置Xb=Xa+l1*cos(r*f1);Yb=Ya+l1*sin(r*f1);% B点速度Vbx=Vax-w1*l1*sin(r*f1);Vby=Vay+w1*l1*cos(r*f1);% B点加速度abx=aax-l1*w1.^2.*cos(r*f1);aby=aay-l1*w1.^2.*sin(r*f1);% RRR2级杆组运动分析% 输入D点参数l2=428;l3=214;Xd=455;Yd=0;Vdx=0;Vdy=0;adx=0;ady=0;% 计算E点、2杆、3杆运动参数lbe=840;lce=486;a0=2*l2*(Xd-Xb);b0=2*l2*(Yd-Yb);c0=l2^2+(Xb-Xd).^2+(Yb-Yd).^2-l3^2;f2=2*atan((b0+sqrt(a0.^2+b0.^2-c0.^2))./(a0+c0)); % C点位置Xc=Xb+l2*cos(f2);Yc=Yb+l2*sin(f2);% 2杆、3杆运动参数计算dX=Xc-Xd;dY=Yc-Yd;for n=1:length(dX)if dX(n)>0&dY(n)>=0f3(n)=atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)==0&dY(n)>0f3(n)=pi/2;elseif dX(n)<0&dY(n)>=0f3(n)=pi+atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)<0&dY(n)<0f3(n)=pi+atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)==0&dY(n)<0f3(n)=1.5*pi;elseif dX(n)>0&dY(n)<0f3(n)=2*pi+atan(dY(n)/dX(n));endendC2=l2*cos(f2);C3=l3*cos(f3);S2=l2*sin(f2);S3=l3*sin(f3);G1=C2.*S3-C3.*S2;w2=(C3.*(Vdx-Vbx)+S3.*(Vdy-Vby))./G1;w3=(C2.*(Vdx-Vbx)+S2.*(Vdy-Vby))./G1;G2=adx-abx+(w2.^2).*C2-(w3.^2).*C3;G3=ady-aby+(w2.^2).*S2-(w3.^2).*S3;e2=(G2.*C3+G3.*S3)./G1;% E点位置w=acos((l2^2+lbe^2-lce^2)/(2*l2*lbe));Xe=Xb+lbe*cos(f2-w);Ye=Yb+lbe*sin(f2-w);Vex=Vbx-lbe*w2.*sin(f2-w);Vey=Vby+lbe*w2.*cos(f2-w);aex=abx-lbe*(e2.*sin(f2-w)+w2.^2.*cos(f2-w));aey=aby+lbe*(e2.*cos(f2-w)-w2.^2.*sin(f2-w));% 计算杆5运动参数Xf=646.2912088;Yf=-268.9008617;l5=sqrt((Xe-Xf).^2+(Ye-Yf).^2);dX=Xe-Xf;dY=Ye-Yf;for n=1:length(dX)if dX(n)>0&dY(n)>=0f5(n)=atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)==0&dY(n)>0f5(n)=pi/2;elseif dX(n)<0&dY(n)>=0f5(n)=pi+atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)<0&dY(n)<0f5(n)=pi+atan(dY(n)/dX(n));elseif dX(n)==0&dY(n)<0f5(n)=1.5*pi;elseif dX(n)>0&dY(n)<0f5(n)=2*pi+atan(dY(n)/dX(n));endendw5=(-Vex.*sin(f5)+Vey.*cos(f5))./l5;a5=(-aex.*sin(f5)+aey.*cos(f5))./l5;% 画出各参数曲线figure(1);plot(Xe,Ye,'k');xlabel('Xe/\mm');ylabel('Ye/mm');grid on;title('E点位置');figure(2);plot(f1,f5,'k');xlabel('f/\circ');ylabel('f5/\circ');grid on;title('5杆角位移');figure(3);plot(f1,w5,'k');xlabel('f/\circ');ylabel('w5/rad/s');grid on;title('5杆角速度');figure(4);plot(f1,a5,'k');xlabel('f/\circ');ylabel('a5/rad/s2');gridon;title('5杆角加速度');Warning: Unable to interpret TeX string "Xe/\mm"5、计算结果图一：E点的运动轨迹图二：5杆角位移图三：5杆角速度图四：5杆角加速度6、计算结果分析由E点位置图像可看出，构件4做周期往复运动，由图二、三、四可看出，构件5的角位移、角速度、角加速度均成周期性变化。
哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计
哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈尔滨工业大学机械设计大作业设计计算说明书目录一任务书…………………………………………………1 二选择齿轮材料、热处理方式、精度等级…………1 三初步计算传动主要尺寸……………………………1 四计算传动尺寸………………………………………4 五大齿轮结构尺寸的确定……………………………5 六参考文献……………………………………………7 一、设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产方案Pd（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L 工作环境FC 5.3.2 2.2 935 60 3 210 8年3班室内40% 二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用锻造工艺，大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。
由参考文献1表8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~225HBS，平均硬度236HBS；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBS，平均硬度190HBS。
大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS，在30~50HBS范围内，选用8级精度。
三、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面不会发生疲劳点蚀，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。
齿根弯曲疲劳强度设计公式式中——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数——许用齿根弯曲应 1.小齿轮传递的转矩式中——带轮的传动效率——对滚动轴承的传递的功率由参考文献2，取，，代入上式，得所以，2.载荷系数的确定由于值未知，不能确定，故可初选= 1.1 ~ 1.8 ，这里初选= 1.4 3.齿宽系数的确定由参考文献1表8.6，选取齿宽系数 4.齿数的初步确定初选小齿轮=17 设计要求中齿轮传动比，故圆整后，取=88，此时传动比误差5.齿形系数和应力修正系数由参考文献1图8.19查得齿形系数，由参考文献1图8.20查得应力修正系数，6.重合度系数的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中、——齿数把= 17 ，= 88，代入上式得根据经验公式，确定7.许用弯曲应力的确定式中——计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7 ——安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。
哈工大机械原理大作业331
Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计院系：机械设计制造及其自动化班级：设计者：学号：指导教师：丁刚设计时间：2014.5.21哈尔滨工业大学一、设计题目机构运动简图机械传动系统原始参数序号电机转速（r/min）输出轴转速（r/min）带传动最大传动比滑移齿轮传动定轴齿轮传动最大传动比模数圆柱齿轮圆锥齿轮一对齿轮最大传动比模数一对齿轮最大传动比模数121450 44 49 57 ≤2.5 ≤4 2 ≤4 3 ≤4 3 二、传动比的分配计算电动机转速n=1450r/min，输出转速n1=44 r/min，n2=49 r/min，n3=57 r/min，带传动的最大传动比=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比=4，定轴齿轮传动的最大传动比=4。
有传动系统原始参数可知：112233145032.9544145029.9549145025.4357ioioioninninnin=========传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为m ax p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比fv p f v p f v p i i i i i i i i i i i i 3max 32max 21max 1=== 其中令max 1v v i i ==4则可得定轴齿轮传动部分的传动比为1max max 32.953.2952.54f p v i i i i ===⨯滑移齿轮传动的传动比22max 29.953.642.53.295v p fi i i i ===⨯33max 25.433.092.53.295v p fi i i i ===⨯定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为1.49d i =三．齿轮齿数的确定101982763543.593.09v v v z i z z i z z i z ======令9z =17，则10z =68，为了使传动质量更好，取10z =69.78277910v z z i z z z z +=+≈+，7z =19则取8z =67 56355910v z z i z z z z +=+≈+，5z =21则取6z =65齿顶高系数*a h =1，径向间隙系数*c =0.25，分度圆压力角α=20°，实际中心距'α=86mm 。
哈工大机械原理大作业
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y大作业设计说明书课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构院系：机电学院班级：姓名：学号：指导教师：丁刚设计时间：2014.5.29哈尔滨工业大学1.设计题目第31题：升程/mm 升程运动角/。
升程运动规律升程许用压力角/。
回程运动角/。
回程运动规律回程许用压力角/。
远休止角/。
近休止角/。
150 90 等加等减速40 80 余弦加速度70 40 1502.运动方程式及运动线图由题目要求凸轮逆时针旋转（1）确定凸轮机构推杆升程、回程运动方程，并绘制推杆位移、速度、加速度线图。
升程第一段：（0 <φ< pi /4）φ0=pi/2;s1 = 73*φ^2;v1=146*w*φ;a1 = 146*w^2;升程第二段：（pi/4 <φ< pi /2）s2 =90-73*(pi/2-φ)^2;v2=146*w*( pi/2-φ);a2 =-146*w.^2;远休止程：（pi/2 <φ< 10*pi/9)s3 = 90;v3 = 0;a3 = 0;回程：(10*pi/9)< φ< ( 14*pi/9)s4 =45*(1+cos(9/4*(φ-10*pi/9)));v4 =-101.25*w*sin(9/4*(φ-10*pi/9)) ;a4 =-227.8*w^2* cos(9/4*(φ-10*pi/9)); 近休止程：(14*pi/9)< φ < ( 2*pi);s5 =0;v5 =0;a5 =0;1.由上述公式通过编程得到位移、速度、加速度曲线如下：（编程见附录）.基圆半径为r0 = (50^2+100^2)0.5=112mm，偏距e = 50mm。
3.凸轮实际轮廓，理论轮廓，基圆，偏距圆绘制4.整体图像附录1.求位移、速度、加速度的程序（matlab）w = input('请输入W=');x = 0:(pi/1000):(pi/4);s1 = 73*x.^2;v1=146*w*x;a1 = 146*w.^2;y = (pi/4):(pi/1000):(pi/2);s2 =90-73*(pi/2-y).^2;v2=146*w*( pi/2-y);a2 =-146*w.^2;z = (pi/2 ):(pi/1000):(10*pi/9);s3 = 90;v3 = 0;a3 = 0;c = (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);s4 =45*(1+cos(9/4*(c-10*pi/9)));v4 =-101.25*w*sin(9/4*( c-10*pi/9)) ;a4 =-227.8*w.^2* cos(9/4*(c-10*pi/9));d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0; v5 =0; a5 =0;subplot (2,2,1)plot(x,s1,'b',y,s2,'b',z,s3,'b',c,s4,'b', d,s5,'b');xlabel('转角/rad')ylabel('位移/(mm/s)')title('位移与转角曲线')grid onsubplot (2,2,2)plot(x,v1,'g',y,v2,'g',z,v3,'g ',c,v4,'g', d,v5,'g')ds4 =45*9/4*sin(9/4*(c-10*pi/9));d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0;ds5 =0;plot(ds1,s1,'b',ds2,s2,'b',ds3,s3,'b',ds4,s4,'b',ds5,s5,'b'); xlabel('ds/dp');ylabel('(位移s/mm)')title('ds/dp 与位移s曲线')grid onhold onx3=-150:0.001:0;y3 = 0.577*x3;plot (x3,y3,'r');hold onx1=-150:0.001:150;for i=1:1:250;k1=(s1(i+1)-s1(i))/ (ds1(i+1)-ds1(i));if(k1>=-1.733 && k1<=-1.731)y1=k1*(x1-ds1(i))+s1(i);plot (x1,y1,'r');end3.确定滚子半径（1）先求凸轮理论轮廓曲线，程序如下：Clc；clear;w = input('请输入w=');s0 = 100;s = 90;e = 50; x = 0:(pi/100):(pi/4);x1 = (s + s0)*cos(x)-e*sin(x);y1 = (s0 + s)*sin(x) - e*cos(x);y = (pi/4):(pi/100):(pi/2);x2 = (s + s0)*cos(y)-e*sin(y);y2 = (s0 + s)*sin(y) - e*cos(y);z = (pi/2 ):(pi/100):(10*pi/9);x3 = (s + s0)*cos(z)-e*sin(z);y3 = (s0 + s)*sin(z) - e*cos(z);c = (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);x4 = (s + s0)*cos(c)-e*sin(c);y4 = (s0 + s)*sin(c) - e*cos(c);d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);x5 = (s + s0)*cos(d)-e*sin(d);y5 = (s0 + s)*sin(d) - e*cos(d);plot(x1,y1,'b',x2,y2,'b',x3,y3,'b',x4,y4,'b',x5,y5,'b');xlabel('x/mm')ylabel('y/mm')title('理论轮廓曲线')grid on（2）理论轮廓线最小曲率半径编程代码：由下程序结果可知pmin =81.6667这里滚子半径为 r r < pmin-ΔΔ=3~5mm；取r r=10mm;clear;clc;v=[];syms x1 x2 x3 x4 x5s0 = 100;e = 50;s1 = 73*x1.^2;t1 = (s1 + s0)*cos(x1)-e*sin(x1);y1 = (s0 + s1)*sin(x1) - e*cos(x1);tx1=diff(t1,x1);txx1=diff(t1,x1,2);yx1=diff(y1,x1);yxx1=diff(y1,x1,2);for xx1= 0:(pi/100):(pi/4);k1=subs(abs((tx1*yxx1-txx1*yx1)/(tx1^2+yx1^2)^1.5),{x1},{xx1}); v=[v,1/k1];ends2 =90-73*(pi/2-x2).^2;t2 = (s2 + s0)*cos(x2)-e*sin(x2);y2 = (s0 + s2)*sin(x2) - e*cos(x2);tx2=diff(t2,x2);txx2=diff(t2,x2,2);yx2=diff(y2,x2);yxx2=diff(y2,x2,2);for xx2=(pi/4):(pi/100):(pi/2);k2=subs(abs((tx2*yxx2-txx2*yx2)/(tx2^2+yx2^2)^1.5),{x2},{xx2});k4=subs(abs((tx4*yxx4-txx4*yx4)/(tx4^2+yx4^2)^1.5),{x4},{xx4}); v=[v,1/k4];ends5 =0;t5 = (s5 + s0)*cos(x5)-e*sin(x5);y5 = (s0 + s5)*sin(x5) - e*cos(x5);tx5=diff(t5,x5);txx5=diff(t5,x5,2);yx5=diff(y5,x5);yxx5=diff(y5,x5,2);for xx5=(10*pi/9):(pi/100):( 4*pi/3);k5=subs(abs((tx5*yxx5-txx5*yx5)/(tx5^2+yx5^2)^1.5),{x5},{xx5}); v=[v,1/k5];endpmin=min(v)4.绘制凸轮轮廓曲线clear ;clc;syms x y z c dw= input('请输入w=');n3 = diff(x3);m3 = diff(y3);xt3= subs(x3 + (r*m3)./sqrt(m3.^2+n3.^2),z,zz);yt3 = subs(y3 - (r*n3)./sqrt(m3.^2+n3.^2),z,zz);cc= (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);s4 =45*(1+cos(9/4*(c-10*pi/9)));x4 = (s4 + s0).*cos(c)-e*sin(c);y4 = (s0 +s4).*sin(c) - e*cos(c);n4 = diff(x4);m4 = diff(y4);xt4= subs(x4 + (r*m4)./sqrt(m4.^2+n4.^2),c,cc);yt4 =subs( y4 - (r*n4)./sqrt(m4.^2+n4.^2),c,cc);dd=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0;x5 = (s5 + s0).*cos(d)-e*sin(d);y5 = (s0 +s5).*sin(d) - e*cos(d);n5 = diff(x5);m5 = diff(y5);xt5= subs(x5 + (r*m5)./sqrt(m5.^2+n5.^2),d,dd);yt5 =subs( y5 - (r*n5)./sqrt(m5.^2+n5.^2),d,dd);plot(xt1,yt1,'b',xt2,yt2,'b',xt3,yt3,'b',xt4,yt4,'b',xt5,yt5,'b')for i=1:3601if yy(1,i)<=y0/2s(1,i)=2*h*(yy(i)./y0).^2;v(1,i)=4*h*w*yy(i)./(y0.^2);a(1,i)=4*h*w.^2./(y0.^2);elseif yy(1,i)>y0/2 && yy(1,i)<y0s(1,i)=h-2*h./y0.^2.*(y0-yy(i)).^2;v(1,i)=4*h*w*(y0-yy(i))./(y0.^2);a(1,i)=-4*h*w.^2./(y0.^2);elseif yy(1,i)>=y0 && yy(1,i)<y0+yss(1,i)=h;v(1,i)=0;a(1,i)=0;elseif yy(1,i)>=y0+ys && yy(1,i)<y0+ys+y01s(1,i)=h/2*(1+cos(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys)));v(1,i)=-pi*h*w/2/y01*sin(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys));a(1,i)=-pi^2*h*w^2/2/y01^2*cos(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys)); elseif yy(1,i)>=y0+ys+y01 && yy(1,i)<=360s(1,i)=0;v(1,i)=0;a(1,i)=0;subplot(2,3,5) ;plot(x,y,'r',xt,yt,eex,eey,'g',r0x,r0y,'k')%画图title('实际理论轮廓线')axis equal%使坐标轴比例相等grid on%画网格线。
哈工大机械原理大作业3
Harbin Institute of Technology机械原理大作业三课程名称：设计题目：院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学大作业3 齿轮传动设计 1、设计题目1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数2、传动比的分配计算由已知条件，电动机转速n=1450r/min ，输出转速n 1=27 r/min ，n 2=31 r/min ，n 3=37 r/min ，带传动最大传动比max p i =2.5,滑移齿轮传动最大传动比=4，定轴齿轮传动最大 传动比=4。
可求得：传动系统的总传动比为:11n ni == 1450/27=53.70322n ni == 1450/31=46.774 33n ni == 1450/37=39.189 传动系统的总传动比分别由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传的传送比为其最大传送比5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321,,v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比由于1i > 2i > 3i ，故取1max 4v v i i ==则定轴齿轮传动部分的传动比为1max max5.37f p v i i i i ==滑移齿轮传动的传动比22max3.49v f p i i i i ==33m a x2.92v f p i i i i ==定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成， 每对齿轮的传动比为：1.754d i ==≤3、齿轮齿数的确定滑移齿轮齿数3=v i 65622.9521z z == 2=v i 8766 3.4719z z ==1=v i 10967 3.9417z z ==齿轮7，齿轮8：719z = 866z =781()852a m z z =+=齿轮9，齿轮10：917z =1067z =此时已知条件为'a =85mm ，910211()842()ni i a m z z X X ==+=-∑mm ''arccos(cos )21.78a aαα==总变位系数：'910()0.552tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和1093.94 3.0z uz ==>，按选择变位系数线图左部斜线⑤分配变位系数，得90.45x =齿轮5，齿轮6：5=21z662z =此时已知'a =85mm ，561()832a m z z =+= ''arccos(cos )23.42a a αα==100.10x =总变位系数：'65() 1.082tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和652.953z u z ==>，按选择变位系数线图左部斜线④分配变位系数，得 50.5x =60.58x =定轴圆柱齿轮齿数=d i 1214111326 1.5317z z z z ===齿轮11，齿轮12：角度变位正传动。
哈工大机械原理大作业24题
班级1013102学号 6机械原理大作业说明书题目 1、连杆机构运动分析2、凸轮机构设计3、齿轮传动设计学生姓名1连杆机构运动分析1.设计题目：一、先建立如下坐标系：二、划分杆组如下，进行结构分析：该机构由I级杆组RR（如图1）、II级杆组RPR（如图2、3）和II级杆组RRP（如图4）组成。
（1）（2）（3）（4）三、运动分析数学模型：（1）同一构件上点的运动分析：如右图所示的原动件1,已知杆1的角速度=10/rad s ω，杆长1l =170mm,A y =0，A x =110mm 。
可求得下图中B 点的位置B x 、B y ，速度xB v 、yB v ，加速度xB a 、yB a 。
θcos 1l xB =，θsin 1l yB =θωυsin 1l xB -=，θωυcos 1l yB =，222B2==-cos =-B xB i d x a l x dt ωϕω2222==-sin =-B yB i B d y a l y dtωϕω。
（2）RPRII 级杆组的运动分析：a. 如右图所示是由2个回转副和1个移动副组成的II 级组。
已知两个外运动副C 、B 的位置（B x 、B y 、c x =110mm 、C y =0）、速度（xB υ，yB υ，xC υ=0，yC υ=0）和加速度（0,0,,==yC xC yB xB a a a a ）。
可确定下图中D 点的位置、速度和加速度。
确定构件3的角位移1ϕ、角速度1ω、角加速度1α。
1sin 31..ϕϕl x dtdx C B-= 1sin 131cos 13.....2ϕϕϕϕl l x dt x d C B --= 1cos 31..ϕϕl y dtdy C B+=1cos 131sin 13.....2ϕϕϕϕl l y dt y d C B +-= 根据关系：1111d 122..11.αϕϕωϕϕ====dtd dt ， 故可得出：D x =)1cos(4βϕ++l x C D y =)1sin(4βϕ++l y Cb. 如右图所示是由2个回转副和1个移动副组成的II级组。
哈工大机械设计大作业资料
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式 ................................................................................ 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 ....................................... 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计 .................................................................................................. 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW ，转矩 T = 97333.33 N·mm ，转速 n = 480 r/min ，轴上压力Q = 705.23 N ，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm ，其余尺寸齿宽b 1 = 35 mm ，螺旋角β = 0°，圆周力 F t = 2433.33 N ，径向力 F r = 885.66 N ，法向力 F n = 2589.50 N ，载荷变动小，单向转动。
哈工大机械原理大作业齿轮传动设计(word文档良心出品)
机械原理大作业（三）课程名称：设计题目：院系：姓名：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学（威海）设计说明书1.设计题目 (2)2.传动比的分配计算 (3)3. 计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸 (3)（1）齿轮5、齿轮6 (4)（2）齿轮7、齿轮8 (4)（3）齿轮9、齿轮10 (5)4.计算定轴齿轮传动中每对齿轮的基本几何尺寸。
(5)（1）齿轮11、齿轮12 (5)（2）齿轮13、齿轮14 (6)（3）齿轮15、齿轮16 (6)5.每对齿轮的几何尺寸及重合度。
(6)7.实际设计参数 (14)1.设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.15，16.圆锥齿轮表机械传动系统原始参数2.传动比的分配计算电动机转速ni=1450r/min，输出转速n1=12r/min，n2=17r/min，n3=23r/min，带传动的最大传动比idmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ihmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比ifmax=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为i1=nin1=1450÷12=120.833i2=nin2=1450÷17=85.294i3=nin3=1450÷23=63.043传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为id，滑移齿轮的传动比为ih1、ih2和ih3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比i1=id*ih1*ifi2=id*ih2*ifi3=id*ih3*if令=ih1=ihmax=4则可得：定轴齿轮传动部分的传动比为if=i1/(id*ih1)=120.833/(2.5*4)=12.083滑移齿轮传动的传动比ih2=i2/(id*if)=85.294/(2.5*12.083)=2.824Ih3=i3/(id*if)=63.043/(2.5*12.083)=2.087定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为iv*iv*iv=if=12.083,iv=2.2953.计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮。
哈工大机械原理齿轮传动设计资料
齿轮传动设计一.设计题目表 机械传动系统原始参数二、传动比的分配计算电动机转速n=970r/min ，输出转速min /231r n =，min /172r n =,min /123r n =，带传动的最大传动比5.2i max =p ,滑移齿轮传动的最大传动比4i max =v ,定轴齿轮传动的最大传动比4i max =d 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比17.4223/970/i 11===n n ，06.5717/970/22===n n i ，83.8012/970/i 33===n n 。
传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2i max =p ，滑移齿轮的传动比为1i v 、2i v 和3i v ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比f v p i i i ⋅⋅=1max 1i f v p i i i ⋅⋅=2max 2i f v p i i i ⋅⋅=3max 3i令4max 3==v v i i ，则可得到定轴齿轮传动部分的传动比为083.8)/(i 3max 1=⨯=v p v f i i i ；滑移齿轮传动的传动比824.2)/(i max 22=⨯=f p v i i i ，087.2)/(i max 11=⨯=f p v i i i ；定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4i 007.2i max 3=≤==d f d i三．齿轮齿数及参数确定滑移齿轮根据传动比的应符合v i 要求，中心距应相同，且齿数最好互质，不产生根切以及尺寸尽可能小。
让齿轮5和6采用标准齿轮啮合，20'==αα，125=z ,486=z ；齿轮7和8采用变位啮合，故啮合角20'==αα，157=z , 448=z ；齿轮9和10采用角度变位啮合,199=z ,4010=z 。
齿轮7、8、9、10都是变位齿轮，齿顶高系数*a h =1；径向间隙系数*c =0.25，分度圆压力角α=20°。
机械原理大作业-齿轮
机械原理大作业-齿轮三、齿轮传动设计一、设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.机构运动简图1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带 5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮15，16.圆锥齿轮2．机械传动系统原始参数二、传动比的分配计算电动机的转速1450/min n r ，输出转速1n =50r/min ，2n =45r/min ，3n =40r/min,带传动的最大传动比max2.5p i ，滑移齿轮的传动的最大传动比max4v i ，定轴齿轮传动的最大传动比max4d i 。
根据系统的原始参数，系统的总传动比为1i =1n n=1450/50=29.00 2i =2n n =1450/45=32.222 3i =3n n=1450/40=36.25 传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为max2.5p i ，滑移齿轮的传动比为1v i 、2v i 和3v i ，定轴齿轮传动的传动比为f i 则总传动比为 1max 1p v f i i i i 2max 2p v f i i i i 3max 3p v f i i i i令3max4v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为f i =maxmax 3*v p i i i =4*5.225.36=3.625 滑移齿轮传动的传动比为1v i =fp i i i *max 1=9.2*5.229=42v i =fp i i i *max 2=9.2*5.222.32=4.444定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为d i =3f i =3625.3=1.536三、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10、为角度变位齿轮，其齿数：52,19,41,17,50,231098765======z z z z z z 它们的齿顶高系数1ah ，顶隙系数0.25c ，分度圆压力角=20，实际中心距取mm a 73=。
哈工大机械原理大作业齿轮传动系统设计满分完美版哈尔滨工业大学
~1~
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齿轮传动系统设计说明书
又������������������������������ = 2.5，计算得： ������������ = ������������1 = ������3 ������������������������������ ������������1 ������1 ������������������������������ ������������ ������2 ������������������������������ ������������ = 20.694 = 2.069 2.5 × 4
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齿轮传动系统设计说明书
������ = 20° 齿轮齿数为 ������9 = 15 ������10 = 61 由以上设计参数即可得到齿轮 5 和 6、7 和 8、9 和 10 的几何尺寸分别如表 2、 表 3、表 4 所示
表 2 滑移齿轮 5 和 6 的几何尺寸表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1311 齿轮 12 分度圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿顶圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿根圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿 顶 圆 压 力 齿轮 11 角 齿轮 12 重合度
hf11 hf12 d11 d12 da11 da12 df11 df12 αa11 αa12 ε
hf11=( ha*+c*-x11)×m=3.492 hf12=( ha*+c*-x12)×m=3.477 d11=m×z11=57 d12=m×z12=72 da11=d11+2×ha11=63.456 da12=d12+2×ha12=78.486 df11=d11-2×hf11=50.016 df12=d12-2×hf12=65.046 αa11=arccos(d11×cosα/da11)=32.426° αa12=arccos(d12×cosα/da12)=30.454° [z11×(tanαa11-tanα’)+z12×(tanαa12- tanα’)]/2π =1.517
哈工大机械原理大作业直动从动件盘形凸轮机构满分完美版哈尔滨工业大学
dx(36001)=0;
dy=diff(y);
dy(36001)=0;
dydx=dy./dx;
ddy=diff(dydx);
ddy(36001)=0;
ddy=ddy./dx;
~7~
哈尔滨工业大学
直动从动件盘型凸轮机构设计说明书
p=abs(((1+dydx.^2).^(3/2)./ddy)); for i=101:35900
哈尔滨工业大学
直动从动件盘型凸轮机构设计说明书
plot(Phi,dds);
grid on
axis([0 360 -25 25]);
xlabel('凸轮转角φ/°');
ylabel('从动件加速度 a/(mm/s^2)');
title('加速度');
subdφ图
plot(dsdPhi,s);
x = (s0 + s)sinφ + ecosφ y = (s0 + s)cosφ − esinφ
式中，s0 = √������02 − ������2。
（5）计算凸轮曲率半径，压力角 由高等数学公式可知，曲线上一点处的曲率半径为：
(1 + ������′2)3/2 ρ = | ������′′ |
,
0
≤
φ
≤
Φ0 2
加速度方程
4hω v = Φ02 (������0 − ������)
,
Φ0 2
≤
φ
≤
Φ0
(2)回程运动规律方程
位移方程:
4hω2 a = Φ02
,
0
≤
φ
≤
Φ0 2
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8
啮合角
20°
9
变位系数
齿轮11
0.300
齿轮12
-0.300
10
齿顶高
齿轮11
3.900mm
齿轮12
2.100mm
11
齿根高
齿轮11
2.850mm
齿轮12
4.650mm
12
分度圆直径
齿轮11
42mm
齿轮12
60mm
13
齿顶圆直径
齿轮11
49.800mm
齿轮12
64.200mm
=970/41=32.391
传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。设带传动的传动比为 ，滑移齿轮的传动比为 ，定轴齿轮传动的传动比为 ，则总传动比
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为
滑移齿轮传动的传动比
定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
2、齿轮齿数的确定
根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为变位齿轮，其齿数：z5=12，z6=48，z7=13，z8=46，z9=14，z10=45；它们的齿顶高系数ha*=1，径向间隙系数c*=0.25，分度圆压力角 =20°，实际中心距a=60mm。
1、传动比的分配
电动机转速n=970r/min，输出转速n1=33 r/min，n2=37 r/min，n3=41 r/min，带传动的最大传动比 =2.5,滑移齿轮传动的最大传动比 =4，定轴齿轮传动的最大传动比 =4。
传动系统的总传动比为:
=970/33=29.394
=970/37=26.216
齿轮6
21.861°
16
重合度
1.366
2、滑移齿轮7和齿轮8
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮7
13
齿轮8
46
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=59
7
实际中心距
60
8
啮合角
22.477
9
变位系数
齿轮7
0.400
齿轮8
0.135
10
齿顶高
齿轮7
2.729mm
根据定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮11、12、13和14为变位齿轮，其齿数：z11=z13=14，z12=z14=20。它们的齿顶高系数 =1，径向间隙系数 =0.25，分度圆压力角 =20°,实际中心距 =51mm。圆锥齿轮15和16选择为标准齿轮 17， 25，齿顶高系数 =1，径向间隙系数 =0.2，分度圆压力角 =20°（等于啮合角 ）。
设 计 者：
学 号：
指导教师：
设计时间：
1、设计题目
1、机构运动简图
2、机械传动系统原始参数
序号
电机转速（r/min）
输出轴转速（r/min）
带传动最大传动比
滑移齿轮传动
定轴齿轮传动
最大传动比
模数
圆柱齿轮
圆锥齿轮
一对齿轮最大传动比
模数
一对齿轮最大传动比
模数
23
970
33
37
41
2
3
3
二、传动系统设计
3、实际输出转速
三、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
1、滑移齿轮5和齿轮6
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮5
12
齿轮6
48
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=60
7
实际中心距
60
8
啮合角
9
变位系数
齿轮5
0.700
齿轮6
-0.700
哈工大机械原理大作业齿轮——15号
———————————————————————————————— 作者：
———————————————————————————————— 日期：
Harbin Institute of Technology
机械原理大作业三
课程名称：齿轮传动设计
院系：机电工程学院
班 级：
齿轮8
2.200mm
11
齿根高
齿轮7
1.700mm
齿轮8
2.230mm
12
分度圆直径
齿轮7
26.000mm
齿轮8
92.000mm
13
齿顶圆直径
齿轮7
31.460mm
齿轮8
96.400mm
14
齿根圆直径
齿轮7
22.600mm
齿轮8
87.540mm
15
齿顶圆压力角
齿轮7
39.049°
齿轮8
26.259°
16
重合度
1.405
3、滑移齿轮9和齿轮10
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮9
14
齿轮10
45
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=59
7
实际中心距
60
8
啮合角
22.477
9变位系数齿轮9源自0.400齿轮10
0.135
10
齿顶高
齿轮9
2.730mm
齿轮10
10
齿顶高
齿轮5
3.400mm
齿轮6
0.600mm
11
齿根高
齿轮5
1.100mm
齿轮6
3.900mm
12
分度圆直径
齿轮5
24.000mm
齿轮6
96.000mm
13
齿顶圆直径
齿轮5
30.800mm
齿轮6
97.200mm
14
齿根圆直径
齿轮5
21.800mm
齿轮6
88.200mm
15
齿顶圆压力角
齿轮5
42.926°
16
重合度
1.417
四、定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
1、圆柱齿轮11与齿轮12 (齿轮13与14和齿轮11与12对应相同)
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮11
14
齿轮12
20
2
模数
3
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=51
7
实际中心距
2.2mm
11
齿根高
齿轮9
1.700mm
齿轮10
2.230mm
12
分度圆直径
齿轮9
28.000mm
齿轮10
90.000mm
13
齿顶圆直径
齿轮9
33.460mm
齿轮10
94.400mm
14
齿根圆直径
齿轮9
24.600mm
齿轮10
85.540mm
15
齿顶圆压力角
齿轮9
38.154°
齿轮10
26.377°