機(jī)械專業(yè)課程設(shè)計正文

TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章 傳動方案的擬定 2\o"CurrentDocument"原始數(shù)據(jù) 2傳動方案的確定 2\o"CurrentDocument"第2章 電動機(jī)的選擇及運動參數(shù)的計算 3\o"CurrentDocument"電動機(jī)的選擇 3計算傳動裝置的總傳動及其分配 5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6\o"CurrentDocument"第3章 帶輪設(shè)計計算 7\o"CurrentDocument"3.1 V帶設(shè)計計算 7\o"CurrentDocument"第4章 箱內(nèi)傳動件設(shè)計 10\o"CurrentDocument"高速齒輪傳動設(shè)計 10\o"CurrentDocument"低速齒輪傳動設(shè)計 14第5章 裝配草圖前期準(zhǔn)備 20軸徑初算及軸承初選 21\o"CurrentDocument"軸承與聯(lián)軸器的選擇 21\o"CurrentDocument"減速器箱體的設(shè)計 22\o"CurrentDocument"減速器的潤滑選擇 23\o"CurrentDocument"減速器的密封 23\o"CurrentDocument"第6章 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 23\o"CurrentDocument"確定軸的徑向尺寸 23\o"CurrentDocument"確定軸的軸向尺寸 24\o"CurrentDocument"確定軸上鍵槽的位置和尺寸 25\o"CurrentDocument"第7章 軸、軸承、鍵的校核計算 26\o"CurrentDocument"確定軸上力作用點及支點跨距 26\o"CurrentDocument"軸的強(qiáng)度校核 26軸承壽命校核計算 28鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算 31第8章 減速器的附件 32\o"CurrentDocument"視孔蓋和窺視孔 32\o"CurrentDocument"放油孔和螺塞 33\o"CurrentDocument"油標(biāo) 33\o"CurrentDocument"通氣器 33\o"CurrentDocument"定位銷 33\o"CurrentDocument"起蓋螺栓 33\o"CurrentDocument"第9章 拆裝和調(diào)整的說明 33第10章減速箱體的附件說明 34主要計算與說明結(jié)果第1章傳動方案的擬定原始數(shù)據(jù)（1）運輸機(jī)工作軸轉(zhuǎn)矩T=800N.m（2）運輸帶工作速度v=0.7m-s-i（3）卷筒直徑D=300mmh-

sm2400h（4）帶傳動的效率h-

sm2400h（5）工作壽命h=10x8x300=2400h（6）工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，運輸帶速度允許誤差為士5%。（7）傳動方案簡圖圖1-1傳動方案簡圖圖1-1傳動方案簡圖方案分析本設(shè)計中原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)為帶式傳動機(jī)。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為兩級斜齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護(hù)的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機(jī)器中應(yīng)用最為廣泛的機(jī)構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是展開式兩級斜齒輪傳動?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第2章電動機(jī)的選擇及運動參數(shù)的計算電動機(jī)的選擇

（matlab程序見附錄1）選擇電動機(jī)的類型由第一章的工作要求和工作條件選用丫系列三相異步電動機(jī)。選擇電動機(jī)的容量Tn工作機(jī)的有效功率為P=-——匹9550nw其中，T——工作機(jī)阻力矩（N?m）nw——工作機(jī)效率，帶式傳動機(jī)nw=0.96n 工作機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）由參考文獻(xiàn)1表12-8可知：n：V帶輪傳動效率0.95n:滾動軸承效率0.98n：7級精度齒輪傳動效率0.98n：彈性聯(lián)軸器效率0.99所以從電動機(jī)到工作機(jī)傳送帶間的總效率為n=nn4n2n=0.8331n=

a

0.834.6676n=

a

0.834.6676kwn=

w44.56/min所以電動機(jī)所需工作功率為D_PP——w=4.6676kwdna則電動機(jī)的額定功率Ped^Pd，查書可得Ped=5.5kw確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：1000x60v1000x60x0,7n= = =44.56r/min按參考文獻(xiàn)1表2-2和表2-2推薦的傳動比合理范圍，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i'=2?4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i'=8?40，1 2則總傳動比合理范圍為i'=16?160，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：en=in=(8~40)x44.56r.'min=356.48~1782.4r=356.48~1782.4rmin符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000rjmin、1500rjmin二種。二種電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)見表2-1。表2-1 三種電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)電 機(jī)Y132S-4方案電動機(jī)型號額定功率/kw電機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)電機(jī)重量價格同步滿載1Y132S-45.515001440輕低2Y132M2-65.51000960中中3Y160M2-85.5750720重高綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機(jī)。即選用表2-1中電機(jī)Y132S-4型號。其主要性能和參數(shù)如下表2-2：表2-2 Y132-4型號電機(jī)中心高H外型尺寸LX(AC/2+AD)XHD底腳安裝尺寸AXB地腳螺栓直徑K軸伸尺寸DXE裝鍵部位尺寸FXG132475X345X315216X1401238X8010X332.2計算傳動裝置的總傳動及其分配總傳動比由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速〃山和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為；J_14401=—nr= =32.31an44.56分配傳動裝置傳動比冷考文獻(xiàn)1第一章第四節(jié)可知，??1a=iDX1 式中l(wèi)D，1分別為帶傳動和減速器的傳動比。令l],12分別表示高速級與低速級傳動比，則有1；=^(1.3~1.5)12l,l>31，,12>ID

2<i<4編寫matlab程序（見附錄2）計算出所有滿足條件的傳動比分配方案表2-3。表2-3傳動比分配方案i=2.4；=4.34i2=3.10方案iDiii212.54.25393.038522.44.34163.101132.34.4353.167842.24.53473.23952.14.64143.3153624.7563.3971為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，同時也使齒輪的分度圓直徑相差不致過大，初選方案2，即i。=2.4,i1=4.34,i2=3.10。2.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速nn=-miiDnn=—iiiinn=-tt-111i2各軸的輸入輸出功率P=P”I d1P二肛”II I23p=p””p=p””卷筒 III242.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩及輸出功率PT=9550-iT,P,n分別表示第i軸的輸入轉(zhuǎn)矩、輸入功率及轉(zhuǎn)速。輸出功率即為T乘以軸承效率iii i0.98。編寫matlab程序(見附錄3)計算以上各運動和動力參數(shù)，計算結(jié)果見表2-4,供以后設(shè)計計算使用。表2-4運動和動力參數(shù)軸名功率P(kw)轉(zhuǎn)矩T(N-m)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比(i)效率m)輸入輸出輸入輸出電機(jī)軸4.667614402.400.95軸4.43424.345570.57869.1666004.340.96軸4.25694.1717294.06288.18138.253.100.96軸4.08664.0048875.11857.6144.5961.000.97卷筒軸3.9643.8847848.86831.8844.596第3章帶輪設(shè)計計算V帶設(shè)計計算確定計算功率查參考文獻(xiàn)2Pi56表8-7或參考文獻(xiàn)5的6-n頁表6L13得：工作情況系數(shù)口1.1

所以設(shè)計功率P—KxP=1.1x5.5=6.05kw,Pd為傳遞的額定功率,既電機(jī)的額定功率.P二

ca6.05P二

ca6.05kw根據(jù)P=6.05,K人=1.1,查參考文獻(xiàn)1p57表8-11選用V帶型:A型帶?選取帶輪基準(zhǔn)直徑dd1d2帶速v二二d上，又5m/s<v<30m/s，所以編寫matlab程序(見附錄4)，將60x1000所有可選方案算出，見表3-1。表3-1所有速度滿足的方案方案vdd1dd215.65497518026.03198020036.40888522446.78589022457.16289525067.539810025077.992210628088.444611228099.4248125315109.95261323551110.5561403551211.311504001312.0641604001413.5721804501515.082005001616.8892245601718.852506301821.1122807101923.75315800據(jù)參考文獻(xiàn)5的6-9頁可知，為提高V帶壽命，宜選取較大的帶輪直徑，但不可過大，所以初選方案8，即v=8.4m/s,d=112mm,d=280mmd1 d2確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld由于0.7(dd1+dd2)<a0<2md1+dd2),所以274<a0<784初步選取中心距：a0=500mm，所以帶長L1=2a+—(d+d)+?d2.”=1693mm.查參考文獻(xiàn)1P表8-2選取基準(zhǔn)長d02d1 d2 4a 1460度L』=1600mm得實際中心距

L—L i1600—1693=454mma=454mma=a+—d=454mma=454mmTOC\o"1-5"\h\z0 2 2則有a.=a—0.015L,min d則有a=a+0.03Lmax d所以中心距的變化范圍為430mm?502mm驗算小帶輪包角a1，57.3。a=180?！猟—dx =159。>90。，包角合適。d2 4a確定v帶根數(shù)z根據(jù)d=112mm和n=1440r/min，查課p^本表8-4a插值法得P0=1.60kw，根據(jù)傳動比i0=2.4,q=1440r/min，查參考文獻(xiàn)1p54表8-4b，用插值法得AP0=0.17，查參考文獻(xiàn)1p55表8-5并由內(nèi)插值法得Ka=0.945查參考文獻(xiàn)1p46表8-2，并由內(nèi)插值法得KL=0.99于是P=(P0+")?KaKL=1.66kw由P154公式8-22得Zj= ca=3.65(P+AP)xKK故選Z=4根帶。計算單根V帶初拉力最小值a)0min查參考文獻(xiàn)1P49表8-3可得q=0.1kg/m，故：單根普通V帶張緊后的初拉力為(F) =500⑵5—Ka)Pca+qV2=169N0min Kzv應(yīng)使帶實際初拉力F0>(FO\計算作用在軸上的壓軸力Fp壓軸力的最小值為159° 一一(F)=2z(F)sin-+=2x4x175.49xsin—=1331Npmin 0 2 2傳動比誤差校核帶輪的實際傳動比i=與2=777=25實d112d12.5—2.4 一則誤差”二一二4.2%<5%2.4所以實際傳動比在誤差范圍內(nèi)。3.1.9帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計因為電機(jī)型號為Y132S-4,由表1-2可知軸伸直徑D=38mm,軸伸長度為80mm,所以小帶輪軸孔直徑d0=38mm,榖長應(yīng)小于80mm。查參考文獻(xiàn)5的6-26頁表6.1-25得小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。查參考文獻(xiàn)5的6-24頁可獲得帶輪寬度為B=(z-1)e+2f=(4—1)*15+2*10=65mm暫定大帶輪的軸孔直徑為38mm，同理可查得其相應(yīng)參數(shù)。將所有數(shù)據(jù)列于表3-2。表3-2帶輪的設(shè)計參數(shù)小帶輪大帶輪輪寬(mm)直徑(mm)輪結(jié)構(gòu)孔徑(mm)直徑(mm)輪結(jié)構(gòu)孔徑(mm)112實心輪38280六孔板輪3865注：3.1.3至3.1.7matlab程序見附錄5第4章箱內(nèi)傳動件設(shè)計高速齒輪傳動設(shè)計由于齒輪設(shè)計流程統(tǒng)一，設(shè)計出的兩大齒輪的分度圓直徑之差又要求小于20mm,故為避免大量計算，編寫了matlab程序以減少計算量，程序見附錄6。設(shè)計流程如下。選定齒輪類型、精度等級、材料齒數(shù)及螺旋角：

（1）按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。（2）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度。（3）材料選擇。查參考文獻(xiàn)1。91表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)q=21（20<q<40），則大齒輪齒數(shù)z2=（R=4.34x21=92。（5）選螺旋角為14°（8。?20。）。設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算。按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計，即dt>2KTu土1ZZ、 1? (EH)2dt>①￡U[O]（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1〉.試選載荷系數(shù)1〉.試選載荷系數(shù)Kt=1.6r ' 22>.由計算公式Z=cosa: (見參考文獻(xiàn)7)得區(qū)域系數(shù)Hnsina?cospnZr=2.43373>.由參考文獻(xiàn)1尸217圖10-26得==0.74，%=0°82貝U￡=￡+￡=1.56a% a24>.小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=7.058x104N?mm5>.按軟齒面齒輪非對稱安裝，由參考文獻(xiàn)1q05表10-7選取齒寬系數(shù)①d=1。16>,由參考文獻(xiàn)1P表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8Mpa2。201 E=550MPa7>.由參考文獻(xiàn)1P209圖=550MPa°H11ml=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限OHlim28>,計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60nljLh=60x600x1x(1x8x300x10)=8.64x108N=N=1.99x1082ii9〉.由參考文獻(xiàn)與圖1。-19取接觸疲勞壽命系數(shù)七0.99；鼠;I10>.計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1Ko[o]=—HN1Hliml=0.99x600MPa=594MPahiSK K K O ―一…… /c…八[o]=_hn2_hiim2=1.1x550MPa=605MPaH2S貝心[oH]=599.5MPa(2).設(shè)計計算1>.試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入各參數(shù)的值。d>?d>?仁1(-Z^)2—47.29mmu[o]2>.計算圓周速度丫。冗dnv= h^—=1.49m/s60x10003>.齒寬b及模數(shù)mntb=。dd1=1.0x47.29=47.29mmdcosPm——u =2.185ntZ1h—2.25m—4.9162mmb/h=9.61914>.計算縱向重合度電￡―0.318。ztanP=1.665P d15〉.計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)與，25；根據(jù)v=L499ms、7級精度查參考文獻(xiàn)1P94圖10-8得動載系數(shù)KV=1.06；查參考文獻(xiàn)1P197圖10-4插值得KhP=L4186，

查參考文獻(xiàn)1/98表10-13插值得KF^=1.3684。查參考文獻(xiàn)1P表10-3查得Kh=K=1.2195 Ha fa則載荷系數(shù)K=KKVKH再a=2.25566>.按實際載荷校核所算得的分度圓直徑d1tnK=47.29義K2256mmtnK=47.29義K2256mm=53.0245mm1.67>.計算模數(shù)mm=dcosp/q=2.454.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由公式一2KTYcos4.1.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由公式一2KTYcos2piB0z2￡d1aFaaa(1).確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1.計算載荷系數(shù)K=KKKK=2.1758 ￡ ￡2>.根據(jù)縱向重合度「FP=1.665，查參考文獻(xiàn)1P217查參考文獻(xiàn)1P217圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Y=0.876。3>,計算當(dāng)量齒數(shù):Z]=q/cos3p=22.988Z2=z2/cos3p=100.7114>.查取齒形系數(shù)Y 4>.查取齒形系數(shù)Y 、Y 和應(yīng)力修正系數(shù)Y、YFa1 Fa2Sa1 Sa2由參考文獻(xiàn)由參考文獻(xiàn)1。0表10-5插值法得Ya1Ya1=2.76Ya1=1.56YF2=2.20Ya2=1.785〉.由參考文獻(xiàn)1黑圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限°=500MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限°=380MPaFE26>.由參考文獻(xiàn)1P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.92,KN2=0.98；7>..計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù)-4,由勺式10-12得應(yīng)力修正系數(shù)KKKG[°]=_fn1_fe1=328.57MPaF1S[°]=Kfn2_fe2=266MPaF2SYY8>.計算大、小齒輪的-[FLj并加以比較;F=0.013=0.015La14a1

=0.013=0.0154a2{a2

[°F]2大齒輪的值大。（2）.設(shè)計計算:m>1.69對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面摸數(shù)，取m=2.0mm,已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=53.024mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z于是由z-dcosp/m=26則Z2=1134.1.4幾何尺寸計算(1)(z+z)m計算中心距a-f—2-^-1444.1.4幾何尺寸計算(1)(z+z)m計算中心距a-f—2-^-144mm2C0SP(2)按圓整后的中心距修整螺旋角：(z+z)m 1(QQ匕a”p-arccos_1 2 --15。8362a144mm(4)因P值改變較多，故參數(shù)^屋Kp，zH需要修整計算大小齒輪的分度圓直徑：d-zm/cosP-53.871d-zm/cosP-234.130計算齒輪寬度b=。dd1=54mm圓整后取B-60mm，B?=55mmp-15。8'36”d-53.871d2=234.130B-60mmi4-55mm2kTv土1t1zztnH4.1.5結(jié)構(gòu)設(shè)計后續(xù)繪圖才可以進(jìn)行完整的齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計4.2低速齒輪傳動設(shè)計所選定齒輪類型，精度等級和材料與高速級齒輪相同。初選小齒輪齒數(shù)為z1-25，則大齒輪齒數(shù)，Z2=78，初選螺旋角按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計:(1)確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)試選：￡=11)試選：￡=1.6；2)選zH=2.4337；3)由圖10-26查得Sa1-0.82,Sa2=0.803)4）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩T=3.59X1055）由表10-7選取齒寬系數(shù)①/16）許用接觸應(yīng)力:N=60njL=60x114.63x1x(1x8x300x10)=1.65x1082h=N1/3.10=6.42x1077)HN\由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)K =1.09,K=7)HN\HN28)計算接觸疲勞許用應(yīng)力8)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1「 1Ko則[o]=_N1_um!=654Mpa則H1s「rKO[o]=n2.-2=647MpaH2S則[。H]=651.5MPa(2)計算1)則小齒輪的分度圓直徑為d1t=71.3819mm2)(2)計算1)則小齒輪的分度圓直徑為d1t=71.3819mm2)計算圓周速度：九dn ,v= 1t_^=0.5167m/s60x10003)計算齒寬b及模數(shù)mntb=①dd1t=1x71.38=71.38mmmntdJ0s0=2.77,h=2.25m=7.06mm,b/h二93。=10.z nt 7.531114）計算縱向重合度自。：,=0.318Qqtan0=1.985）已知使用系數(shù)ka二L25根據(jù)V=0.5167,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.06由表10-4查得k=1.424；由圖10-13查得：kr=L35印 FP由表10-3查得：kfi.=kF0二1.1故載荷系數(shù)：k=k/VkHakHp=2.26426）按實際的載荷系數(shù)校正所謂的分度圓直徑:=80.1402=80.1402mm7）計算模數(shù)m：ndcosbm—_j =3.104nz1按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計:2kTYcos22kTYcos21B 1〃F⑴確定計算參數(shù):1）計算載荷系數(shù):KK=KKKK=2.1958AvFAvFaFB2）根據(jù)計算重合度eB=1.98，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)：Yp=0.883）計算當(dāng)量齒數(shù):zzzz―z1 —27.367V1COS3Bzz―z2 —85.385V2 COS3B4）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得：4）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得：YFa=2.625）由表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)Y=2.22Fa2Y=1.59Y=1.77Sa1Sa2由參考文獻(xiàn)1,圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限° =500MPa齒輪的彎曲強(qiáng)度極限° =380MPaFE1 FE2

由參考文獻(xiàn)1圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.99，Kfn2=L06）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,應(yīng)力修正系數(shù)為[o]二鼠『fe1=0.99x500/1.4=353.57MPaF1S[o]_KFN2OFE2_1.0x380/1.4_271.43MPaF2S7）計算大小齒輪的%；并加以比較。FYY=0.01178，F(xiàn)1顯然，大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算:m>2.05對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)mn大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)m〃大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取m「25mm已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑4=80.14mm,來計算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：Z1d1cosp_31，mn則：幾何尺寸計算:1)計算中心矩a=J+z2)mn=1642cosp.=14。32'9''2）按圓整后的中心矩修正p=arccosG+.=14。32'9''2a164mm因P值改變不多，故參數(shù)￡a，Kp，zH164mm3）計算大小齒輪的分度圓直徑

d=&mn=80.063mm,d=Z2mm=247.936mm1cosP 2cosP4）計算齒輪寬度b=①d=80.063mm圓整后取B=85mm,B=80mm4.2.5結(jié)構(gòu)設(shè)計后續(xù)繪圖才可以進(jìn)行完整的齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計4.3傳動比誤差校核4.3.1高速級的傳動比誤差校核113 4346-434i=——=4.346，則誤差n= 義100%=0.14%<5%實26 4.34滿足要求。4.3.1低速級的傳動比誤差校核96 1一、， 310-3098i=-6=3.098，則誤差n=- —義100%=0.104%<5%實31 4.34滿足要求。運用matlab編程（程序見見附錄7）計算各齒輪參數(shù)，結(jié)果見表4-1.表4-1四個斜齒圓柱齒輪的參數(shù)及幾何尺寸P=14。32'9”d=80.063mm1d=247.936mm2B=85mm1B=80mm名稱符號尺寸十卜算值一級傳動二級，傳動小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪螺旋角P15。8'32”15。8'32”14。32'9”14。32'9”基圓柱螺旋角Pb0.248020.248020.238090.23809法面模數(shù)mn222.52.5端面模數(shù)mt2.07192.07192.58272.5827法面壓力角an0.349070.349070.349070.34907端面壓力角at0.360580.360580.359650.35965法面齒距pn6.28326.28327.8547.854端面齒距Pt6.50926.50928.11378.1137

法面基圓齒距Phbn5.90435.90437.38037.3803法面齒頂高系數(shù)h*an1111法面頂隙系數(shù)c*n0.250.250.250.25分度圓直徑d53.871234.1380.063247.94基圓直徑db50.406219.0774.94232.07齒頂高h(yuǎn)a222.52.5齒根高h(yuǎn)f2.52.53.1253.125齒頂圓直徑da57.871238.1385.063252.94齒根圓直徑df48.871229.1373.813241.69法面齒厚sn3.14163.14163.9273.927端面齒厚st3.25463.25464.05684.0568當(dāng)量齒數(shù)zV28.908125.6434.178105.84注：除螺旋角外，其他角度均為弧度制。第5章裝配草圖前期準(zhǔn)備5.1軸徑初算及軸承初選P按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初算，其式為dC3-式中 P——軸所傳遞的功率(kw)；n——軸的轉(zhuǎn)速(r/min)；C——由軸的許用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。45鋼為118?107,40Cr為107?98。當(dāng)有一個鍵槽時，直徑增大3%?5%,有兩個鍵槽時，直徑加大7%。所以三個軸的最小直徑分別為:d>107x3'^x1.05=21.87<38（大帶輪孔徑）i36004.26d>118x313825x1.07=39.58d3>118x理x1.0744.60=51.75軸承與聯(lián)軸器的選擇軸7208AC7209AC7211AC.軸7208AC7209AC7211AC.考慮到各軸都既承受徑向力又承受軸向力，選擇向心推力軸承。考慮到減速器使用時間并不是太長，所以選用角接觸球軸承。由以上各軸的軸徑最小值可選出三個軸的軸承分別為7208AC,7209AC,7211AC.連軸器的選擇只有軸III才有聯(lián)軸器，取d3=55mm.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=kJ3，查參考文獻(xiàn)1―表14-1，取晨二L3，則：T二KT二1137.643N?mcaA3按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查參考文獻(xiàn)1，選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m。彈性聯(lián)軸器的孔徑dr55mm，，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L[=84mm。減速器箱體的設(shè)計減速器箱體的選擇減速器箱體是用以支撐和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度、良好潤滑及密封的重要零件?？紤]到鑄造箱易獲得合理和復(fù)雜的結(jié)構(gòu)形狀，剛度好，易進(jìn)行切削加工，所以選用鑄造箱體。同時為便于拆分與安裝，箱體選擇剖分式。減速器箱體尺寸計算由參考文獻(xiàn)1的22頁可獲得鑄鐵減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸，編寫matlab程序（程序見附錄8）計算結(jié)果見表5-1.表5-1鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號尺寸箱座壁厚58

箱蓋壁厚518箱座凸緣厚度mb12箱蓋凸緣厚度bi12箱座底凸緣厚度b220地腳螺栓直徑df20地腳螺栓數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di15箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑d210聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)180軸承端蓋螺釘直徑d310視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df、d1、d2至外箱壁距離c126df、d2至凸緣邊緣距離c224軸承旁凸臺半徑Ri24外箱壁至軸承座端面距離l158大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離Ai8齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離A28箱蓋肋厚mi6.8箱座肋厚m6.8由表5-1內(nèi)容與表4-1齒輪個參數(shù)即可繪制出箱體的大致輪廓如可獲得箱體內(nèi)壁寬度為164mm減速器的潤滑選擇傳動件的潤滑選擇兩大齒輪的速度分別為

加d138.25義兀*234.13—八,v= = =1.69m/si60x1000 60000nnd 44.6x兀x248八「0,v= = =0.58m/s260X1000 60000由上可知齒輪圓周速度并不快，都小于12m/s,所以選擇浸油潤滑?？紤]到該裝置用于小型設(shè)備查參考文獻(xiàn)4的1060頁選用L-AN15潤滑油。查參考文獻(xiàn)1的24頁表4-3可知，兩大齒輪浸油深度均為10mm。5.4.2滾動軸承的潤滑因為兩浸油齒輪2均小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。查參考文獻(xiàn)4的1066頁選用ZG-4號潤滑脂。所以在繪制裝配草圖時應(yīng)空出8mm左右的封油盤的空間。5.5減速器的密封伸出軸端密封由于軸承采用脂潤滑且接觸面速度不超過5m/s，采用氈圈密封。氈圈及梯形槽結(jié)構(gòu)尺寸可由參考文獻(xiàn)1的142頁表16-9查出。軸承蓋的結(jié)構(gòu)和尺寸凸緣式軸承端蓋調(diào)整軸承間隙方便，密封性能好，應(yīng)用廣泛，所以采用凸緣式軸承蓋。其結(jié)構(gòu)尺寸見參考文獻(xiàn)1的39頁。第6章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定軸的徑向尺寸有配合或安裝標(biāo)準(zhǔn)件處的直徑圖6-1軸III結(jié)構(gòu)設(shè)計以軸軸III為例，軸上有軸、孔配合要求的直徑，如圖6-1中安裝齒輪和聯(lián)軸器處的直徑4和di應(yīng)采用優(yōu)先系數(shù)的值，這樣方便制造。安裝軸承等標(biāo)準(zhǔn)件時，應(yīng)與標(biāo)準(zhǔn)件的標(biāo)準(zhǔn)尺寸一致，如圖6-1中d6。軸肩高度和圓角半徑軸肩高度及寬度的大小可查《機(jī)械設(shè)計》書364頁獲得，如圖6-1中軸肩高度h二(0.07?0.1)義d=5mm圓角半徑與倒角的尺寸可查參考文獻(xiàn)1的89頁表12-13。安裝軸承處的尺寸，如圖6-1中d2可由軸承標(biāo)準(zhǔn)處查取，即d”的大小。確定軸的軸向尺寸由軸上安裝零件確定的軸段長度圖6-1中的IJ3就分別由安裝在其上的聯(lián)軸器和齒輪確定。由相關(guān)零件確定得出軸段長度圖6-1中，l就與箱體軸承座孔的長度、軸承的寬度及其軸向位置、軸承蓋的厚度及伸2出軸承蓋外部的長度有關(guān)。l=8+26+24+5+25=88214與安裝在其上的軸承以及封油盤有關(guān)。同理，可得到軸I與軸II的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖，見圖6-2與圖6-3.?一二 /二_：?/圖6-2軸I的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.3確定軸上鍵槽的位置和尺寸命名軸I上的鍵槽為鍵1，軸II上的鍵為鍵2,軸III上的安裝齒輪的鍵為鍵3,安裝聯(lián)軸器的鍵為鍵4。根據(jù)各軸徑d查《設(shè)計手冊》表14-24可得其結(jié)構(gòu)尺寸，再根據(jù)其安裝處的軸長在鍵長系列里選擇鍵長。則可得表6-1。表6-1鍵的結(jié)構(gòu)尺寸鍵號寬乂高乂長鍵110x8x56鍵214x9x40鍵320x12x63鍵416x10x100鍵槽的位置應(yīng)距傳動件裝入一側(cè)1~3mm.。當(dāng)軸沿鍵長方向有多個鍵槽時，為便于一次裝夾加工，各鍵槽應(yīng)布置在同一母線上。如軸徑徑向尺寸相差較小，各鍵槽斷面可按直徑較小的軸段取同一尺寸，以減少鍵槽加工時的換刀次數(shù)。第7章軸、軸承、鍵的校核計算確定軸上力作用點及支點跨距當(dāng)采用角接球軸承時，軸承支點取在距軸承端面距離為a處，a值可由軸承標(biāo)準(zhǔn)中查出。傳動件的力作用點可取在輪緣寬度的中部。帶輪、齒輪和軸承位置確定之后，即可從裝配圖上確定軸上受力點和支點的位置。見圖7-1.軸的強(qiáng)度校核計算對一般機(jī)器的軸，只需用當(dāng)量的彎矩法校核軸的強(qiáng)度。軸上運動參數(shù)的確定軸的輸入功率P、轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T皆可由表2-1查出。

7.2.2軸上零件引入力的計算齒輪作用力的計算標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪受力_2T tana - -切向力：F=—1徑向力：F=F 了軸向力：F=F-tanptd rtcosp rt1所以可得各齒輪受力如下齒輪1F=巴”業(yè):2620Nt 53.871^ tana c八 tan20。F=F -rr=2620x =988NrtcosP cos15836"F=F?tanp=2620xtan(15o8'36'')=709NM二4二709X53.871-19097N?mma2 2齒輪2F=2X294.06X103:2512Nt 243.13tan20。F=Fx =947Nrtcos15o8'36''F=F?tan(1與8'36")=679NM二4二679X234」3二79487N?mma2 2齒輪3廠 2x294.06x103F= =7346Nt 80.063l rc” tan20。 cr/cF=7346x =2762Nr cos14o32'9''F=7346xtan(1432'9")=1905NM=4=1905x80063=76260N?mma2 2齒輪4

F=2x875」lxl03=7059Nt 247.936F=7059x,an20一=2645Nr cos14。32'9”F=7059xtan(1432'9")=1830NM=F=1830X締936=226861N?mma2 27.2.2.2帶輪壓軸力的計算Fr=2Z(F0)sin%，(F)=1.5(FJ.式中，F(xiàn)r為帶輪總的壓軸力，Z為帶的根數(shù)，(F0)min為最小帶的初拉力所以，大帶輪Fr-1997N，則x,y方向的壓軸力為F=Fsin30。=999NFr2=Frcos30。=1792N7.2.3軸的剛度校核7.2.3.1軸I的強(qiáng)度校核采用當(dāng)量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-1其中，F(xiàn)A=1300N,F=2620N,FB=2319N,FR1=999NFA=—328N,F=988N,FB=3045N,FR?=1729N,M=19097N?mmAir：'.-'i11r+F<1FMrh.：<..1111111111111.. lllllll 1-1r1.yrEy圖7-1軸I的受力分析及彎矩圖由圖可知軸I的危險截面在第二個軸承處，其彎矩為M=233680N.mm軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為oca2-<[o]-1其中a=0.58(參見參考文獻(xiàn)4的624頁)W=+X0.1d3=6400mm332所以o1=37MPa<70MPa(40Cr)ca1該軸滿足強(qiáng)度要求7.2.3.2軸II的強(qiáng)度校核采用當(dāng)量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-2其中，F(xiàn)=4212N,F=2512N,F=7346N,F=5646NAxBxF=662N,F=947N,F=2762N,F=3047NAyByM=79487N?mm,M=76260N?mm由圖可知軸II的危險截面在第二個齒輪處，其最大彎矩為M=338737N.mmI-11:2AT1 FXFixI111111111111111.rfx 1111/山」，LT出]]」山」=r\-- 111111TitTTTttk..〈M2+(aT)2軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為o=-一二 V[o]ca |/y -1其中a=0.58(參見參考文獻(xiàn)4的624頁)巾兀d3bt(d-1)2兀x56314x5.5(56-5.5)2W= —— —= —=15488mm332 2d32 2x56所以o2=22MPa<70MPa(40Cr)cal該軸滿足強(qiáng)度要求7.2.3.3軸III的強(qiáng)度校核采用當(dāng)量彎矩法做其受力分析圖、彎矩圖如圖7-3其中，F(xiàn)x=4971N,F=7059N,FB=2088NF=2056N,F=2654N,F=598NM=226861N?mmIlli皿〕〕〕□加〕皿^rnffTWTTTrrrrELr^w其中a=0.58（參見參考文獻(xiàn)4的624頁）=32281mm3W=322d322x713=10.08MPa<600MPa(45鋼)7.3軸承壽命校核計算各軸承型號及尺寸見表7-1(M2+(aT)2V巴］ FHTTTI兀d3bt(d-1)2兀x71316x6(71-6)2圖7-3軸in的受力分析及彎矩圖由圖可知軸II的危險截面在齒輪處，其最大彎矩為M=324518N.mm軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為Ocaca1該軸滿足強(qiáng)度要求所以。軸號型號尺寸(dXDXB)mm3I7208AC40x80x18II7209AC45x85x19m7211AC55x100x21表7-1所選軸承型號及尺寸由前面計算可知，軸ni受力最大，所以只要低速軸的軸承校核滿足，則其他軸承校核都滿足要求。圖7-4軸承的受力分析查機(jī)械設(shè)計手冊得Cr=40.5kN,Cor=38.5kN（1）求兩軸承受到的徑向載荷f和Fr1 r2（2）F=7059N;F=2654N;F=1830NFx157.35—FxdF=」 a2=1008Nriv 157.35+64.35F=F—F=2654-1008=1646N157.35F=F=5010Nr1h157.35+64.35bF2H=F—F1H=2049NF1=JF12+F12=5110NF=、；;F2+F2=2628Nr21r2V r2H⑵求兩軸承的計算軸向力J和Fa2^F- —對于角接觸軸承70000AC系列，軸承派生軸向力F=—r-=0.68F,e=0.68d2Y rFd1=0.68F1=3474NFd2=0.68F1=1787NF1=F+Fd2=3066NF2=Fd2=1787N查表13-6得fp=1.0⑶求軸承當(dāng)量動載荷P1和夕2因為F1=3066=0.53<e=0.68F1 5110屋=1787=0.67<e=0.68F2 2628對軸承1 X1=1,Y1=0對軸承2X2=1,彳=0P1=f(X1F1+Y1F1)=5110NP=f(X2F2+YF2)=2628N(4)驗算軸承壽命因為p>,所以按1的受力大小驗算r 106/C、 106 40510,L=——(―)￡= X( )3=186182hh60nP60x44.60 51101又減速器工作總時間h=10x8x300=24000h

因為L>紇，故所選軸承滿足年限要求7.4鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計算普通平鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為2Tx103r,o= <[o]p kld p式中：T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，N.m；k鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h，h為鍵的高度，mm；鍵的工作長度，mm；d 軸的直徑，mm；[o]——許用擠壓應(yīng)力，MPa。查書106頁表6-2可獲得值。P4個鍵的各尺寸參數(shù)見表6-1。則通過計算可獲得4個鍵的校核結(jié)果，見表7-2。表7-2各鍵校核結(jié)果鍵號寬x高x長o(MPa)[o](MPa)p是否通過校核鍵110x8x5616.58100是鍵214x9x4058.34100是鍵320x12x6365.21100是鍵416x10x10063.64100是第8第8章8.1視孔蓋和窺視孔減速器的附件在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能將手伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鋼板制成，視孔蓋用軋制剛板制成，它和箱體之間應(yīng)加紙質(zhì)密封墊片，以防止漏油。放油孔和螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞（螺塞選用M14義L5）堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處，如低速軸附近。常見的油標(biāo)有油尺、圓形油標(biāo)、長形油標(biāo)等。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。油尺螺紋連接處采用M12。通氣器由于減速器運轉(zhuǎn)時，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器（選用M12義L25），以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.。從而避免了減速器的潤滑油的漏出。定位銷為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，并盡量遠(yuǎn)些，以提高定位精度。定位銷的位置還應(yīng)考慮到鉆、餃孔的方便，且不應(yīng)妨礙鄰近聯(lián)接螺栓的裝拆。.起蓋螺栓為了防止漏油，在箱體與箱座接合面處常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為了便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設(shè)1-2個起蓋螺栓。拆卸箱蓋時，可先凝動此螺栓頂起箱蓋，啟蓋螺栓上的螺紋長度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。第9章拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。在安裝齒輪或蝸桿蝸輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進(jìn)行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。也可調(diào)整蝸輪軸墊片，使蝸桿軸心線通過蝸輪中間平面。

第10章減速箱體的附件說明機(jī)座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機(jī)座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的分析計算，但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強(qiáng)度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的。設(shè)計總結(jié)體會：幾乎一個月的早6:30起，晚10:30歸的設(shè)計生活著實讓我累得夠嗆，身體都快吃不消了。雖然總是慢于進(jìn)度，到現(xiàn)在還是熬夜寫設(shè)計書。可是對每一步驟都精益求精的，力求最精的設(shè)計過程讓我收獲很多。在這段時間里，復(fù)習(xí)了《機(jī)械設(shè)計》，《機(jī)械原理》，《材料力學(xué)》……對以前所學(xué)知識有了更深的認(rèn)識。同時對機(jī)械設(shè)計的整個流程有了了解，認(rèn)識了什么是機(jī)械設(shè)計。本來想要再加上計算機(jī)輔助設(shè)計的，可是過程冗長繁雜，只能進(jìn)行部分。但是這些程序?qū)?shù)據(jù)檢驗及錯誤改正起到很大作用。怎么說呢，本以為是次痛苦的旅程，可是走了下來，卻很珍惜這段時光。設(shè)計的優(yōu)點：說不上有什么優(yōu)點，只是每一步都實實在在按部就班的設(shè)計的，每一項都是滿足要求的。我想亮點可能就是加入了計算機(jī)輔助設(shè)計的部分。設(shè)計的缺點：本來沒覺得有什么太大的缺點，可是畫圖時才覺得尺寸太大了，整個箱體的尺寸有點大。再就是選用的材料可能都太好了，有些地方浪費。參考文獻(xiàn).機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.陸玉主編.機(jī)械工業(yè)出版社（2007.07）.機(jī)械設(shè)計.濮良貴主編.高等教育出版社（2006.05）.機(jī)械原理.孫桓主編.高等教育出版社（2006.05）.新編機(jī)械設(shè)計手冊.蔡春源主編.遼寧科學(xué)技術(shù)出版社（1993.07）.機(jī)械設(shè)計手冊.聞邦椿主編.機(jī)械工業(yè)出版社（2010.09）.材料力學(xué).范欽珊主編.清華大學(xué)出版社（2008.07）.齒輪節(jié)點嚙合系數(shù)的精確算法.孟兆明第一作者.《機(jī)械工程師》（1991.02）附錄%電動機(jī)的選擇disp('請輸入工作軸轉(zhuǎn)矩T,工作速度v,卷筒直徑D')T=input('T=');v=input('v=');D=input('D=');n二(1000*60*v)/(pi*D)disp(請確定工作機(jī)效率nw的值，帶式運輸機(jī)nw=0.96,卷揚機(jī)nw=0.97')nw=input('nw=');pw=(T*n)/(9550*nw)disp(請確定總效率na的值，見參考文獻(xiàn)1的第11頁公式及第86頁表12-8')disp(' ')disp('計算總效率na時應(yīng)注意的幾個問題：')disp(' ')disp('1、所取傳動副效率中是否包括其支撐軸承的效率，如已包括，則不再計入該對軸承的效率。*軸承效率均指一對軸承而言。*')pause(3)disp('2、同類型的幾對傳動副、軸承或聯(lián)軸器，要分別計入各自的效率?！?pause(3)disp('3、蝸桿傳動嚙合效率與蝸桿參數(shù)、材料等因數(shù)有關(guān)，設(shè)計時可先初估蝸桿頭數(shù)，初選其效率值，待蝸桿傳動參數(shù)確定后再精確地計算效率，并校核傳動功率?！?pause(3)disp('4、資料推薦的效率一般有一個范圍，可根據(jù)傳動副、軸承和聯(lián)軸器等的工作條件、精度等要求選取具體值?！?disp(' ')disp(' ')pause(5)disp('親……，計算na時一定要謹(jǐn)慎哦！把選擇計算的過程記錄下來讓老師審一遍再把其值寫在下面繼續(xù)后面的計算')na=input('na=');pd=pw/nadisp('查參考文獻(xiàn)1的第193頁表19-1，選取ped的值')disp(選用時，注意電動機(jī)的實際輸入功率pedNpd')ped=input('ped=')disp('請查《機(jī)械設(shè)計》第7頁表2-1,確定傳動機(jī)構(gòu)的傳動比范圍，將其最小值和最大值輸入')x1(1)=input('min1=');x1(2)=input('max1=');disp(請查《機(jī)械設(shè)計》第8頁表2-2,確定減速器的傳動比范圍，將其最小值和最大值輸入')x2(1)=input('min2=');x2(2)=input('max2=');disp('總傳動比合理范圍ia1為:')ia1=x1.*x2disp('故電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍nd1為:')nd1=ia1*nzs=[750100015003000];dj=[]；fork=1:4ifzs（k）>=nd1（1）&zs（k）<=nd1（2）dj=[dj,zs（k）];endenddisp（'則符合nd這一范圍的電機(jī)轉(zhuǎn)速dj如下：’）djdisp（'請查參考文獻(xiàn)1的第193頁表19-1,確定電動機(jī)的型號'）disp（'請進(jìn)入下一步，進(jìn)行傳動比的分配'）%帶傳動與兩級展開式圓柱齒輪減速器的傳動比的分配disp（請輸入滿載轉(zhuǎn)速nm'）nm=input（'nm二'）；disp（'請輸入工作機(jī)轉(zhuǎn)速n'）n=input（'n='）;disp（傳動裝置的總傳動比ia為：’）ia=nm/nb=[];forid=4:-0.1:2i=ia/id;i1=sqrt（1.4*i）;i2=i/i1;ifi1>=3&i1<=5&i2>=3&i2<=5b=[b;[idi1i2]];endenddisp（'可選的傳動比方案如下：idi1i2'）b%傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算disp（'請輸入電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm'）nm=input（'nm='）;disp（'請輸入所需電機(jī)功率pd'）pd=input（'pd='）;disp（則電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩td為：’）td=9550*pd/nmdisp（'請輸入軸數(shù)a及各軸之間的傳動比數(shù)組b[]'）a=input（'a='）;b=input（'b[]='）;disp（'請確定各級傳動效率并輸入數(shù)組c:'）c=input（'c[]='）;zs(1)=nm/b(1);p(1)=pd*c(1);t(1)=9550*p(1)/zs(1);fori=2:azs(i)=zs(i-1)/b(i);p(i)=p(i-1)*c(i);t(i)=9550*p(i)/zs(i);enddisp('各軸轉(zhuǎn)速zs如下：,)zsdisp(各軸輸入功率p如下：’)pdisp(各軸輸入轉(zhuǎn)矩t如下：’)tdisp('請輸入軸承效率nz')nz=input('nz=');fori=1:apc(i)=p(i)*nz;tc(i)=t(i)*nz;enddisp(各軸輸出功率pc如下：’)pcdisp(各軸輸出轉(zhuǎn)矩tc如下：’)tcp=p';t=t';zs=zs';pc=pc';tc=tc';disp('最終所得表zb為:')zb(:,1)=p;zb(:,2)=pc;zb(:,3)=t;zb(:,4)=tc;zb(:,5)=zs;zb%V帶傳動設(shè)計計算（A型帶）之算v,dd1,dd2的選圍disp（'查《手冊》6-11頁表6.1-13,得工作情況系數(shù)ka'）ka=input（'ka='）;disp（輸入傳遞功率ped'）ped=input（'ped='）;disp（'則設(shè)計功率pca為：’）pca=ka*peddisp（'輸入小帶輪轉(zhuǎn)速n1,即為電機(jī)的轉(zhuǎn)速nm:'）n1=input（'n1='）;disp（請輸入傳動比i1:'）i1=input（'i1='）disp('由n1和pca查《手冊》6-10頁圖6.1-3，得出帶的類型')disp('下面都是按A型V帶計算的，若是其他帶型，請在程序里把j改成相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)直徑系列')j=[7580859095100106112125132140150160180200224250280315355400450500560630710800];a=size(j,2);v1=[];dd1=[];dd2=[];fori=1:av=(pi*j(i)*n1)/(60*1000);ifv>=5&v<=30d2=i1*j(i);forc=1:aifj(c)>=d2v1=[v1,v];dd1=[dd1,j(i)];dd2=[dd2,j(c)];breakendendendendv1=v1';dd1=dd1';dd2=dd2';disp('則可選的帶速度v、小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1、大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2的組合zh如下：’)zh(:,1)=v1;zh(:,2)=dd1;zh(:,3)=dd2;zh%帶傳動設(shè)計計算(A型帶)之中心距，帶輪包角，帶的根數(shù)計算等disp(請分別輸入小、大帶輪基準(zhǔn)直徑dd1,dd2')d1=input('dd1=');d2=input('dd2=');disp(請確定設(shè)計功率pca')pca=input('pca=');disp('請輸入帶輪速度v')v=input('v=');k=(d1+d2);a0min=0.7*ka0max=2*kdisp('請在以上范圍內(nèi)選取初定中心距a0')a0=input('a0=');ld0=2*a0+(pi/2)*k+kA2/(4*a0)disp('請查書146頁表8-2確定基準(zhǔn)長度ld')ld=input('ld=');disp('中心距及中心距變化范圍為：,)a=a0+(ld-ld0)/2amin=a-0.015*ldamax=a+0.03*lda1=180-(d2-d1)*57.3/aifa1<=90disp('請重新選擇a')enddisp('請查書152頁表8-4a確定p0,書153頁表8-4b確定zp,書155頁表8-5確定ka,書146頁表8-2確定kl')p0=input('p0=');zp=input('zp=');ka=input('ka=');kl=input('kl=');pr=(p0+zp)*ka*kldisp('v帶的根數(shù)z為')z=pca/prz1=floor(z)+1q=0.1;disp('帶的最小初拉力')f0min=500*((2.5-ka)*pca)/(ka*z*v)+q*vA2disp('實際初拉力f0>=f0min')fp=2*z1*f0min*sin(a1*pi/(2*180))disp('請查電機(jī)的外形尺寸，確定其軸伸直徑及軸伸長度，校驗小帶輪的孔徑及直徑是否合理)%一對嚙合齒輪的設(shè)計disp('請確定齒輪類型、精度等級(選電機(jī)時已確定)、材料及齒數(shù)')disp('請輸入軸的輸入功率p')p=input('p=');disp('請輸入軸的轉(zhuǎn)速n')n=input('n=');disp('請輸入軸的輸入轉(zhuǎn)矩t')t=input('t=');disp('請輸入齒輪的傳動比i1')i1=input('i1=');disp('請輸入你所確定的小齒輪齒數(shù)z1')z1=input('z1=');disp('則大齒輪齒數(shù)z2為')z20=z1*i1;z2=floor(z20)+1disp('請輸入你所選取的螺旋角b')b=input('b=')*pi/180;kt=1.6;an=20*pi/180;zh=cos(an)*sqrt(2/(sin(an)*cos(b)))*((cos(b))A2+(tan(an))A2)A(0.75)disp('請查書215頁圖10-26獲取端面重合度ea')ea=input('ea=');disp(請查書205頁表10-7確定齒寬系數(shù)od')od=input('od=');disp(請查書201頁確定彈性影響因素ze')ze=input('ze=');disp('查書209頁圖10-21確定小、大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限phlim1,phlim2')p1=input('phlim1=');p2=input('phlim2=');disp(請輸入工作班制bz')bz=input('bz=');disp(請輸入工作年限y')y=input('y=');lh=bz*8*300*y;n1=60*n*lhn2=n1/i1disp(請查書207頁圖10-19，確定小、大齒輪的接觸疲勞壽命khn1,khn2')khn1=input('khn1=');khn2=input('khn2=');gh1=khn1*p1gh2=khn2*p2gh=(gh1+gh2)/2disp('小齒輪分度圓d1e為')d1e=(2*kt*t*1000/(od*ea)*(i1+1)/i1*(zh*ze/gh)A2)A(1/3)v=pi*d1e*n/(60*1000)disp('齒寬B為')B=od*d1edisp('所算模數(shù)m1為')m1=d1e*cos(b)/z1