哈工大机械原理大作业——齿轮——1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——齿轮——1号
Harbin Institute of Technology机械原理大作业3课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计哈尔滨工业大学一、设计题目：如下图一个机械传动系统，运动运动由电动机1输入，经过机械传动系变速后由圆锥齿轮16输出三种不同转速。
选择一组传动系统的原始参数，据此设计该传动系统。
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7 1450 17 23 30 ≤2.8 ≤4.5 2 ≤4.5 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=17r/min，n2=23 r/min，n3=30 r/min，带传动的最大传动比=2.8,滑移齿轮传动的最大传动比=4.5，圆柱齿轮传动的最大传动比=4.5，圆锥齿轮最大传动比=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=1450/30=48.333i2=1450/23=63.043i3=1450/17=85.294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局部实现。
设带传动的传动比为ipmax =2.8，滑移齿轮的传动比为iv1,iv2和iv3，令iv3=ivmax=4.5,那么定轴的传动比为if =85.294/(4.5*2.8)=6.769，从而iv1=48.333/〔6.769*2.8〕=2.550,iv2=3.326。
定轴齿轮每对的传动比为id==1.89。
三、滑移齿轮变速传动中每对齿轮的几何尺寸及重合度:经过计算、比拟，确定出三对滑移齿轮的齿数，其分别为：z5=17，z6=44，z 7=14,z8=47，z9=11，z10=50。
变位系数确实定：x5=x6=0； x7≥ha*(17-14)/17=0.176，取x7=0.18，x8=-0.18；x9≥ha*(17-11)/17=0.353，取x9=0.36；x10=-0.36。
哈工大机械设计大作业齿轮传动
（二）修正m
按参考文献[1]表6.1标准化为4mm。
（三）计算传动尺寸
中心距
直径
取 ,
四、校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1]式6.20
式中各参数：
1.K、 、b、 值同前。
2.齿数比 。
3.由参考文献[1]表6.5查得弹性系数 。
本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即
按照GB2822-81的 系列圆整，取d=36mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸 ，轮毂上键槽的尺寸 。
(三)齿轮结构尺寸的确定
图中，
取 ;
取 ；
取
取 ;
取 。
六、参考文献
[1]宋宝玉、王黎钦，机械设计，北京：高等教育出版社，2010.5
Harbin Institute of Technology
齿轮传动设计说明书
课程名称：机械设计
题目：齿轮传动设计5.2.2
院系：机电工程学院
班级：
设计者：
学号：
指导教师：
设计时间：
哈尔滨工业大学
哈尔滨工业大学
机械设计作业任务书
题目：齿轮传动设计5.2.2
设计原始数据：
液体搅拌机的传动装置如图1所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其他数据见表1。
[2]宋宝玉，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，2006.8
[3]张锋，宋宝玉，机械设计大作业指导书，北京：高等教育出版社，2009.10
即满足齿面接触疲劳强度。
五、计算大齿轮结构尺寸
(一)齿轮结构型式的确定
齿顶圆直径 ]mm=288mm 。
为了减少齿轮质量和节约材料，采用锻造腹板式（模锻）结构。
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。
哈工大机械设计大作业--齿轮传动设计5.3.4(绝对完美版)
Harbin Institute of Technology齿轮传动设计设计说明书课程名称：机械设计设计题目：齿轮传动设计院系：能源科学与工程学院班级：设计者：学号：指导教师：曲建俊设计时间：哈尔滨工业大学目录一、设计题目--------------------------------------------------------------------------------2二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级----------------------------------------2三、初步计算传动主要尺寸--------------------------------------------------------------3四、确定传动尺寸--------------------------------------------------------------------------4五、校核齿根弯曲疲劳强度--------------------------------------------------------------5六、计算齿轮传动其他尺寸--------------------------------------------------------------6七、大齿轮结构设计-----------------------------------------------------------------------7八、参考文献--------------------------------------------------------------------------------8一、设计题目设计题目:设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动传动方案如下图所示:已知数据：方案电动机工作功率dP/kW电动机满载转速mn/(r/min)工作机的转速wn/(r/min)第一级传动比1i轴承座中心高H/mm最短工作年限FC3 220 8年3班 25%注：FC--电动机额定负载时间持续率。
哈工大机械原理大作业1
[键入公司名称]机械原理课程设计[键入文档副标题]p[选取日期]设计题目连杆机构运动分析机电工程学院1008103班H100811109学号设计者王鹏[在此处键入文档的摘要。
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]1、运动分析题目(12)如图所示的六杆机构中，各构件的尺寸分别为：l AB=200mm ，l BC=500mm ，l CD=800mm ,x F= 400mm ，x D=350mm ，y D=350mm ，ω=100rad s⁄，求构件5上点F的位移，速度和加速度。
2、建立坐标系建立以点A为原点的固定平面直角系A−x,y3、对机构进行结构分析该机构由I级杆组RR（原动件1）、II级杆组RRR（杆2、杆3）和II级杆组PRP（滑块4及滑块5）组成。
I级杆组RR，如图2所示；II级杆组RRR，如图2所示；II级杆组PRP，如图3所示。
4、确定已知参数和求解流程图1所示，规定当φ=10° 时，F 点纵坐标为0 （1）如图2所示，已知原动件杆1的转角，φ=0~360° {x B =l AB ×cos φy B =l AB ×sin φ（2）如图3所示，已知B ，D 两点坐标分别为（x B ,y B ）（x D ,y D ）和 l BC l CD利用方程组{（x −x B ）2+(y −y B )2=l BC 2(x −x D )2+(y −y D )2=l CD2 可以求解出C 点坐标（3）如图4所示，已知C 点坐标、x F 、x D 、y D利用几何关系可以求解出E 点坐标同时，当φ=10° 时，可以求出杆EF 长，记为 l EF进而，可以求出F 点坐标，即F 点位移（4）利用导数的定义与其物理意义v n =s n+h −s n−h2ha n =s n+h −2s n +s n−hh 2利用上述公式，选取适当的步长h ，利用F 点位移就可以得出速度与加速度5、用VC 编程#include <stdio.h>#include <math.h>#define pi 3.14159265358979323846//定义全局变量double Lab,Lbc,Lcd,Xf,Xd,Yd;//定义已知位置量double Wab;//定义角速度量//定义被调用函数void Ccorner (double *a,double *b,double c);//声明C点坐标函数求解函数void Pcorner (double *a,double *b,double c,double d,double e);//声明P点坐标函数求解函数double Kcd (double a,double b);//声明CD直线倾斜角求解函数//主函数main (){Lab=0.200;Lbc=0.500;Lcd=0.800;Xf=0.400;Xd=0.350;Yd=0.350;//赋位置量值Wab=100;//赋角速度值//未知几何与位置参量double Xb,Yb;//定义B点坐标double Xc,Yc;//定义C点坐标double Ye;//定义E点纵坐标double Xp,Yp;//定义瞬心p点坐标double Lef;//定义bp,cp,ef,bd杆长double Yf[720];//定义F点纵坐标//未知速度参量double Vf[720];//定义EF杆速度//未知加速度参量double Af[720];//定义加速度//其余参量double o=10*pi/180,k,k1;//主动杆角度变量与CD杆倾斜角double t=1*pi/180/100;//时间参量，用定义法求速度与加速度int i;//循环控制变量//主函数主体//求位移量for (i=0;i<=361;i++){//准备几何量Xb=Lab*cos(o), Yb=Lab*sin(o);Ccorner (&Xc,&Yc,o);//求C点坐标Pcorner (&Xp,&Yp,Xc,Yc,o);//求瞬心P点坐标k=Kcd (Xp,Yp);//求CD杆倾斜角//求解位移量（规定主动杆10度为Yf零点）if (i==0){k1=k;}Lef=tan(k1)*Xd+Yd;//ef杆长Ye=tan(k)*Xd+Yd;Yf[i]=Ye-Lef;o=o+1*pi/180;}//用定义求速度for (i=1;i<=361;i++){Vf[i]=(Yf[i+1]-Yf[i-1])/(2*t);}//用定义求加速度for (i=1;i<=361;i++){Af[i]=(Yf[i+1]-2*Yf[i]+Yf[i-1])/pow(t,2);}//输出语句for (i=1;i<=180;i++){printf ("%d,%lf,%lf,%lf,\t",i+10,Yf[i]*1000,Vf[i],Af[i]);printf ("%d,%lf,%lf,%lf\n",i+190,Yf[i+180]*1000,Vf[i+180],Af[i+180]); }}//C点坐标值函数void Ccorner(double *a,double *b,double c)//&Xc,&Yc,o{double i,j,x,y,z;//中间参数i=(pow(Lcd,2)-pow(Lbc,2)+pow(Lab*sin(c),2)-pow(Yd,2)+pow(Lab*cos(c),2)-pow((Xd+Xf),2))/(2*(Lab*cos(c)-Xd-Xf));j=(Lab*sin(c)-Yd)/(Lab*cos(c)-Xf-Xd);x=pow(j,2)+1;y=2*(Xf+Xd)*j-2*i*j-2*Yd;z=pow(i,2)-2*(Xf+Xd)*i+pow((Xf+Xd),2)+pow(Yd,2)-pow(Lcd,2);*b=(-y+sqrt(pow(y,2)-4*x*z))/(2*x);*a=i-j*(*b);}//求瞬心P点坐标函数void Pcorner(double *a,double *b,double c,double d,double e)//&Xp,&Yp,Xc,Xp,o{double a1,b1,c1,a2,b2,c2,i,j,k;//中间参量a1=tan(e),a2=(d-Yd)/(c-Xd-Xf);b1=b2=-1;c1=0,c2=(c*(d-Yd)/(c-Xd-Xf))-d;i=a1*b2-b1*a2;j=c1*b2-b1*c2;k=a1*c2-c1*a2;*a=j/i;*b=k/i;}//CD杆倾斜角double Kcd(double a,double b)//Xp,Yp{double k1;//中间参量k1=-atan ((b-Yd)/(a-Xd-Xf));return k1;}6、计算结果（程序计算结果附在图像之后）6.1位移、速度、加速度的图像点F的位移线图如图5所示。
哈工大机械原理大作业19齿轮.docx
机械原理大作业（三）作业名称：齿轮传动设计设计题目：院系：机电工程学院班级：1108108设计者：许彬彬学号：1110810816指导教师：林琳设计时间：2013年6月1日哈尔滨工业大学机械设计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电动机转速min /1450r n =，输出转速min/4001r n =，m in /3502r n =，m in /3003r n =，带传动的最大传动比5.2m ax =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4m ax =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：25.36401450011===n n i43.41351450022===n n i33.48301450033===n n i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5.2m 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f v p i i i i 1m ax 1= f v p i i i i 2max 2= fv p i i i i 3max 3= 令4max 3==v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为833.44*5.233.48max max 3===v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比为000.3833.4*5.225.36max 11===fp v i i i i429.3833.4*5.243.41max 22===fp v i i i i设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4691.1833.4max 33=≤===d f d i i i 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，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数：37,9,35,10,33,111098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 46'=。
哈工大机械原理课程设计齿轮传动设计大作业20无错版
机械原理课程设计大作业——齿轮传动系统20课程名称：机械原理课程设计设计题目：齿轮传动系统分析院系：机电工程学院班级： 15设计者：学号： 115 指导教师：设计时间： 2017年6月1、设计题目 1.1运动简图2、传动比的分配计算电动机转速min /970r n=，输出转速min /3001r n =，n /3502mi r n =，min /4003r n =，带传动的最大传动比5.2m ax =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4max =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为： 333.3230970011===n n i 714.2735970022===n n i 250.2440970033===n n i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5.2m 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f v p i i i i 1m ax 1= f v p i i i i 2m ax 2= f v p i i i i 3max 3= 令 4max 3==v v i i 则可得定轴齿轮传动部分的传动比为 425.24*5.2250.24max max 3===v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比为333.5425.2*5.2333.32max 11===fp v i i i i571.4425.2*5.2714.27max 22===fp v i i i i设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为 4343.1425.2max 33=≤===d f di i i3、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：42,8,41，9,40,101098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 50'=。
哈工大机械原理大作业齿轮
机械原理大作业（三）作业名称：齿轮传动系统设计设计题目： 23题院系：机电工程学院班级： 1338102设计者：学号：指导教师：设计时间： 2015年06月一、设计题目如图1所示一个齿轮传动系统，运动由电动机1输入，经过齿轮传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
传动系统的参数见表1，据此设计该传动系统。
表1 机械传动系统原始参数电机转速（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 970 33 37 41≤2.5 ≤42≤4 3≤43二、 传动比的分配计算电动机转速n =970r/min ，输出转速n 1=33r/min ，n 2=37r/min ，n 3=41r/min ，带传动的最大传动比i p max =2.8,滑移齿轮传动的最大传动比i v max =4.5，定轴齿轮传动的最大传动比i d max =4.5。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：29.3943397011===n n i26.2163797022===n n i23.6594197033===n n i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：22,15,21,16,21,201098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮图1数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 37'=。
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为高度变位齿轮，其齿数：20,1014121311====z z z z 。
它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α,实际中心距mm a 51'=。
2021年哈工大机械设计大作业齿轮传动完美版
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称: 机械设计大作业设计题目: 齿轮传动设计班级:设计者:学号:指导老师:设计时间: .10.25哈尔滨工业大学目录一、大作业任务书 (1)1.1 设计题目:带式运输机中的齿轮传动设计 ................................................................... 1 1.2 传动方案如下图所示: ................................................................................................... 1 1.3 原始数据如下： ............................................................................................................. 1 二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 ............................................................................... 2 三、初步计算传动主要尺寸 .. (2)3.1 载荷系数K 的确定 ....................................................................................................... 3 3.2 小齿轮传递的转矩1T 的计算......................................................................................... 3 3.3 齿宽系数d φ的确定 ........................................................................................................ 3 3.4 齿数1z 的初步确定 ........................................................................................................ 3 3.5 齿形系数F Y 的确定应力修正系数S Y ........................................................................... 4 3.6 重合度系数Y ε的确定 .................................................................................................... 4 3.7 许用弯曲应力[]F σ的确定 ........................................................................................... 4 3.8 初算模数 ......................................................................................................................... 6 四、计算传动尺寸 (6)4.1 计算载荷系数K ............................................................................................................ 6 4.2 修正m ............................................................................................................................ 6 4.3 计算传动尺寸 ................................................................................................................. 7 五、计算齿轮传动其他尺寸 ........................................................................................................... 7 六、大齿轮结构设计 .. (8)6.1 齿轮结构型式的确定 ..................................................................................................... 8 6.2 轮毂孔径的确定 ............................................................................................................. 8 6.3 齿轮结构尺寸的确定 ..................................................................................................... 9 七、参考文献 (11)一、大作业任务书1.1 设计题目:带式运输机中齿轮传动设计1.2 传动方案以下图所表示:图11.3原始数据以下:表1二、选择齿轮材料、热处理方法、精度等级考虑到带式输送机为通常机械, 故小齿轮选择40Cr, 大齿轮选择45#钢, 采取软齿面。
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
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又������������������������������ = 2.5，计算得： ������������ = ������������1 = ������3 ������������������������������ ������������1 ������1 ������������������������������ ������������ ������2 ������������������������������ ������������ = 20.694 = 2.069 2.5 × 4
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������ = 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二01号
机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目： 1院系：机电工程学院班级：完成者：学号：指导教师：林琳刘福利设计时间：2014.5.31哈尔滨工业大学1.设计题目如图2-1所示直动从动件盘形凸轮机构，其原始参数见表2-1。
从表2-1中选择一组凸轮机构的原始参数，据此设计该凸轮机构。
表2-1 凸轮机构原始参数 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 （）50 90等加等减速4080 等速 7060 130凸轮运动角速度：1（rad/s ）二、 凸轮推杆升程、回程运动方程及推杆位移、速度、加速度线图推杆升程运动方程：0 ≤ φ≤ π/4 位移s=2*50(2φ/π)2 速度v =4*4*50*w1*φ/π*π 加速度 a=4*4*50*w12/π*ππ/4≤φ≤π/2 位移s=50-4*2*50(π/2-φ)2/π*π 速度v=16*50*w1*(π/2-φ)/π*π 加速度 a=-16*50*w1*w1/π*π 回程运动方程：150*π/180≤φ≤230*π/180位移 S=50*(1-(φ-150*π/180)/(80*π/180)) 速度v=-90/(80*π/180) 加速度a=0 位移图：图一速度图：加速度图：三、凸轮机构的ds/dφ-s图及基圆半径和偏距的确定（1）凸轮机构的ds/dφ-s图四、滚子半径的确定及凸轮轮廓线的绘制mme mm S 20,800==所以基圆半径 mm r 5.822080220=+= 偏距mm e 20=。
理论轮廓线是把滚子中心视为尖顶从动件的尖顶，将滚子中心的运动规律当作尖顶的运动规律以此求得的尖顶从动件轮廓。
理论轮廓线方程：X=-(s0+s)cos α+esin α Y=(s0+s)sin α+ecos α位移图、速度图、加速度图程序：pi=3.1415926; c=pi/180; h=50; f1=45; f0=90; fs=60; f01=80; fs1=130; %升程阶段 f=0:1:360; for n=0:f1s(n+1)=2*h*(f(n+1)/f0) *(f(n+1)/f0); v(n+1)=4*h/(2*f0*c) /(2*f0*c)*f(n+1);a(n+1)=4*h/(f0^2*c^2);endfor n=f1:f0s(n+1)=h-2*h/f0/f0*(f0^2+f(n+1)^2-2*f0*f(n+1));v(n+1)= 4*h/(2*f0*c)/(2*f0*c)*(f0-f(n+1));a(n+1)= -4*h/(f0^2*c^2);end%远休止阶段for n=f0:f0+fss(n+1)=50;v(n+1)=0;a(n+1)=0;end%回程阶段for n=f0+fs:f0+fs+f01s(n+1)=h*(1-(f(n+1)-(f0+fs))/f01);v(n+1)=-h/(f01*c);a(n+1)=0;end;%近休止阶段for n=f0+fs+f01:360;s(n+1)=0;v(n+1)=0;a(n+1)=0;endfigure(1);plot(f,s,'r');xlabel('\phi/\circ');ylabel('s/mm');grid on;title('推杆位移线图')figure(2);plot(f,v,'r');xlabel('\phi/\circ');ylabel('v/\ommiga');grid on;title('推杆速度线图') figure(3);plot(f,a,'r');xlabel('\phi/\circ');ylabel('a/\ommiga');grid on;title('推杆加速度线图')ds/dφ-s图程序：t =0:0.001:pi/4;s=100*(2*t/pi).^2;v=4*50*t*4/pi.^2;hold onplot(s,v);t=pi/4:0.001:pi/2;s=50-400*(pi/2-t).^2/pi.^2;v=4*50*(pi/2-t)*4/pi.^2;hold onplot(s,v);t=pi/2:0.001:5*pi/6;s=50;v=0;hold onplot(s,v);t=5*pi/6:0.001:23*pi/18;s=50*(1-(t-15*pi/6)/(90*pi/180));v=-5/8;hold onplot(s,t);t=23*pi/18:0.001:2*pi;s=0;v=0;hold onplot(s,t);grid onplot(s,v);滚子半径的确定及凸轮理论轮廓和实际轮廓绘制程序：h=60;w=1;e=20;rr=20;s0=80;q=90*pi/180;qs=(90+60)*pi/180;q1=(90+60+80)*pi/180;for i=1:1:120qq(i)=i*pi/180.0;s1=h/2-h/2*cos(pi*qq(i)/q);v1=(pi*w*h/q/2)*sin(pi*qq(i)/q);x(i)=(s0+s1)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i));y(i)=(s0+s1)*sin(qq(i))+e*cos(qq(i));b(i)=(s0+s1)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i))-v1*sin(qq(i));a(i)=-(s0+s1)*sin(qq(i))-e*cos(qq(i))+v1*cos(qq(i));xx(i)=x(i)-rr*b(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));yy(i)=y(i)+rr*a(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));endfor i=121:1:180qq(i)=i*pi/180;s2=h;v2=0;x(i)=(s0+s2)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i));y(i)=(s0+s2)*sin(qq(i))+e*cos(qq(i));a(i)=-(s0+s2)*sin(qq(i))-e*cos(qq(i))+v2*cos(qq(i));b(i)=(s0+s2)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i))-v2*sin(qq(i));xx(i)=x(i)-rr*b(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));yy(i)=y(i)+rr*a(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));endfor i=181:1:270qq(i)=i*pi/180;qq1(i)=qq(i)-(120*pi/180+60*pi/180);s3=h-h*qq1(i)/(90*pi/180);v3=-w*h/(90*pi/180);x(i)=(s0+s3)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i));y(i)=(s0+s3)*sin(qq(i))+e*sin(qq(i));a(i)=-(s0+s3)*sin(qq(i))-e*cos(qq(i))+v3*cos(qq(i)); b(i)=(s0+s3)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i))-v3*sin(qq(i)); xx(i)=x(i)-rr*b(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));yy(i)=y(i)+rr*a(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));endfor i=271:1:360qq(i)=i*pi/180;x(i)=(s0+0)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i));y(i)=(s0+0)*sin(qq(i))+e*cos(qq(i));a(i)=-(s0+0)*sin(qq(i))-e*cos(qq(i));b(i)=(s0+0)*cos(qq(i))-e*sin(qq(i));xx(i)=x(i)-rr*b(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));yy(i)=y(i)+rr*a(i)/sqrt(a(i)*a(i)+b(i)*b(i));endplot(x,y,'r',xx,yy,'g')text(50,20,)text(65,40,)。
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哈工大机械原理大作业——齿轮——1号Harbin Institute of Technology机械原理大作业3课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计i3=1450/17=85.294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ipmax =2.8，滑移齿轮的传动比为iv1,iv2和iv3，令iv3=ivmax=4.5,则定轴的传动比为if =85.294/(4.5*2.8)=6.769，从而iv1=48.333/（6.769*2.8）=2.550,iv2=3.326。
定轴齿轮每对的传动比为id==1.89。
三、滑移齿轮变速传动中每对齿轮的几何尺寸及重合度:经过计算、比较，确定出三对滑移齿轮的齿数，其分别为：z5=17，z6=44，z7=14,z8=47，z9=11，z10=50。
变位系数的确定：x5=x6=0； x7≥ha*(17-14)/17=0.176，取x7=0.18，x8=-0.18；x9≥ha*(17-11)/17=0.353，取x9=0.36；x10=-0.36。
各对齿轮的具体参数如下。
表一滑移齿轮5和6几何尺寸及重合度序号项目代号计算公式及计算结果1 齿数齿轮5 z51744齿轮6 z62 模数m 23 压力角α20°4 齿顶高系数ha* 15 顶隙系数c* 0.256 标准中心距 a 61mm7 实际中心距a’61mm8 啮合角α’20°9 变位系数齿轮5 x5齿轮6 x610 齿顶高齿轮5 ha5ha5= ha* m=2mmha6= ha* m=2mm齿轮6 ha611 齿根高齿轮5 hf5hf5=m*(ha*+c*)=2.5mmhf6=m*(ha*+c*)=2.5mm齿轮6 hf612 分度圆直径齿轮5 d5d5=m*z5=34mmd6=m*z6=88mm齿轮6 d613 齿顶圆直径齿轮5 da5da5=d5+2*ha5=39mmda6=d6+2*ha6=93mm齿轮6 da614 齿根圆直径齿轮5 df5df5=d5-2*hf5=29mmdf6=d6-2*hf6=83mm齿轮6 df615 齿顶圆压力角齿轮5 αa5αa5=arccos(d5*c osα/da5)=32.51°αa6=arccos(d6*cosα/da6)=27.23°齿轮6 αa616 重合度ε[z5*(tanαa5-tanα’)+z6*(tanαa6-tanα’)]/2π=1.792表二滑移齿轮7和8几何尺寸及重合度序号项目代号计算公式及计算结果1 齿数齿轮7 z71447齿轮8 z82 模数m 23 压力角α20°4 齿顶高系数ha* 15 顶隙系数c* 0.256 标准中心距 a 61mm7 实际中心距a’61mm8 啮合角α’20°9 变位系数齿轮7 x70.18-0.18齿轮8 x810 齿顶高齿轮7 ha7 ha7=（ha*+x7）*m=2.36mmha8=（ha*+x8）*m=1.64mm齿轮8 ha811 齿根高齿轮7 hf7 hf7=( ha*+c*-x7)*m=2.14mmhf8=( ha*+c*-x8)*m=2.86mm齿轮8 hf812 分度圆直径齿轮7 d7 d7=m*z7=28mmd8=m*z8=94mm齿轮8 d813 齿顶圆直径齿轮7 da7 da7=d7+2*ha7=32.72mmda8=d8+2*ha8=97.28mm齿轮8 da814 齿根圆直径齿轮7 df7 df7=d7-2*hf7=23.72mmdf8=d8-2*hf8=22.28mm齿轮8 df815 齿顶圆压力角齿轮7 αa7αa7=arccos(d7*cosα/da7)= 36.47°αa8=arccos(d8*cosα/da8)=24.77°齿轮8 αa816 重合度ε[z7*(tanαa7-tanα’)+z8*(tanαa8- tanα’)]/2π=1.565表三滑移齿轮9和10几何尺寸及重合度序号项目代号计算公式及计算结果1 齿数齿轮9 z91150齿轮10 z102 模数m 23 压力角α20°4 齿顶高系数ha* 15 顶隙系数c* 0.256 标准中心距 a 61mm7 实际中心距a’61mm8 啮合角α 20 °’9 变位系数齿轮9 x90.36-0.36齿轮10 x1010 齿顶高齿轮9 ha9ha9=（ha*+x9）*m=2.72mmha10=（ha*+x10）*m=1.28mm齿轮10 ha1011 齿根高齿轮9 hf9hf9=( ha*+c*-x9)*m=1.78mmhf10=( ha*+c*-x10)*m=3.22mm齿轮10 hf1012 分度圆直径齿轮9 d9d9=m*z9=22mmd10=m*z10=100mm齿轮10 d1013 齿顶圆直径齿轮9 da9da9=d9+2*ha9=25.56mmda10=d10+2*ha10=106.44mm齿轮10 da1014 齿根圆直径齿轮9 df9df9=d9-2*hf9=18.44mmdf10=d10-2*hf10=93.56mm齿轮10 df1015 齿顶圆压力角齿轮9 αa9αa9=arccos(d9*cosα/da9)=36.02°αa10=arccos(d10*cosα/da10)= 28.01°齿轮10 αa116 重合度ε[z9*(tanαa9-tanα’)+z10*(tanαa10- tanα’)]/2π=1.972四、定轴齿轮传动中每对齿轮的几何尺寸及重合度首先将三对齿轮的齿数设为相同，得到定轴齿轮每对的传动比为id==1.89，经过比较计算，选定两队圆柱齿轮的齿数均为10和19，为了避免根切，采用角度变位。
通过查找选择变位系数线图，得到每对啮合齿轮的总变位系数为0.86,11号齿轮的变位系数为x11=0.45，从而12号齿轮的变位系数为x12=0.86-0.45=0.41，啮合角α’=26.50°。
由于齿轮11与13、12与14完全一致，故只列出圆柱齿轮11、12的具体参数，如下表：表四圆柱齿轮11和12几何尺寸及重合度序号项目代号计算公式及计算结果1 齿数齿轮11 z111019齿轮12 z122 模数m 33 压力角α20°4 齿顶高系数ha* 15 顶隙系数c* 0.256 标准中心距 a 28.5mm7 实际中心距 a’ 29.93mm8 啮合角 α’ 26.50° 9 变位系数 齿轮11 x 11 0.45 0.41齿轮12 x 12 10 齿顶高 齿轮11 h a11 h a11=（h a *+x 11- x ∑+y ）*m=3.195mm h a12=（h a *+x 12- x ∑+y ）*m=3.075mm 齿轮12 h a12 11 齿根高 齿轮11 h f11 h f11=( h a *+c *-x 11)*m=2.40mm h f12=( h a *+c *-x 12)*m=2.52mm齿轮12 h f12 12 分度圆直径 齿轮11 d 11 d 11=m*z 11=30mm d 12=m*z 12=57mm 齿轮12 d 12 13 齿顶圆直径 齿轮11 d a11 d a11=d 11+2*h a11=36.39mm d a12=d 12+2*h a12=63.15mm 齿轮12 d a12 14 齿根圆直径 齿轮11 d f11 d f11=d 11-2*h f11=25.20mm d f12=d 12-2*h f12=51.96mm齿轮12 d f12 15 齿顶圆压力角齿轮11 αa11 αa11=arccos(d 11*cosα/d a11)=39.22° αa12=arccos(d 12*cosα/d a12)=31.99° 齿轮12αa12 16重合度ε[z 11(tanαa11-tanα’)+z 12(tanαa12-tanα’)]/2π=1.236在选定圆锥齿轮的齿数时，为了避免根切，且符合传动比要求，故选择啮合齿轮的齿数分别为17和32，计算得到圆锥齿轮11和12几何尺寸及重合度，如下表。
表五 圆锥齿轮15和16几何尺寸及重合度序号 项目代号 计算公式及计算结果 1 齿数 齿轮15 z 15 1732 齿轮16z 162 模数 m3 3 压力角α 20° 4 齿顶高系数 h a * 1 5 顶隙系数c * 0.2 6 分度圆锥角 齿轮15 δ15 δ15=arctan(z 15/z 16)=27.98°δ16=90°-δ15=62.02° 齿轮16 δ167 分度圆直径 齿轮15 d 15 d 15=m*z 15=51mmd 16=m*z 16=96mm 齿轮16 d 168 锥距 R R=0.5*216215d d =54.35mm 9 齿顶高齿轮15 h a15 h a15= h 16 =m*h a *=3mm齿轮16h a16 10 齿根高 齿轮15 h f15 h f15=m*(h a *+c *)=3.6mm 齿轮16 h f16 h f16=m*(h a *+c *)=3.6mm11齿顶圆直齿轮15d a15d a15=d 15+2*h a15*cosδ15=56.30mm径齿轮16 da16 da16=d16+2*ha16*cosδ16=98.81mm12 齿根圆直径齿轮15 df15df15=d15-2*hf15*cosδ15=44.64mmdf16=d16-2*hf16*cosδ16=92.62mm 齿轮16 df1613 当量齿数齿轮15 zv15 zv15=z15/cosδ15=16.98mmzv16=z16/cosδ16=68.21mm齿轮16 zv1614 当量齿轮齿顶圆压力角齿轮15 αva15αva15=arccos(d15*cosα/da15)=31.65°αva16=arccos(d16*cosα/da16)=24.08°齿轮16 αva1615 重合度ε[zv15*(tanαva15-tanαv’)+zv16*(tanαva16-tanαv’)]/2π=1.105五、实际输出转速：（1）当齿轮5和6啮合时，实际输出转速=1450/2.8*（17/44）*（10/19）^2*（17/32）=29.44 r/min（2）当齿轮7和8啮合时，实际输出转速=1450/2.8*（14/47）*（10/19）^2*（17/32）=22.70 r/min（3）当齿轮9和10啮合时，实际输出转速=1450/2.8*（11/50）*（10/19）^2*（17/32）=16.77 r/min。