2022年电动机类型的选择 .pdf

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1、1 二、电动机类型的选择 (1) 传动装置的总效率：= 2432251 =0.816 式中：1=0.988 (滚动轴承传动效率) 2=0.97 （闭式圆柱斜齿传动效率）3=0.94 （开式伞齿轮传动效率）4=0.99 （联轴器）(2) 电动机所需的工作功率：816.04.3WdPP=5.27kw 电动机功率：dP=5.27kw(3)确定电动机转速按机械设计课程设计指导书P13 表 1 推荐的传动比合理范围，一级圆锥齿轮减速器传动比 ia=24，二级圆柱齿轮减速器传动比ib=840，则总传动比合理范围为ai16160，故电机转速的可选范围为：dnnia（16160） 20=（3203200）可选

2、电机：Y132S1-2 5.5KW 2900r/min Y132S-4 5.5KW 1440r/min Y132M2-6 5.5KW960r/min Y160M2-8 5.5KW 720r/min 根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速，选定电动机型号Y132M2-6。其主要性能，额定功率5.5kw；满载转速960r/min 三、确定传动装置的有关的参数确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算。由选定电动机满载转速mn和工作主动轴转速n,可得传动装置总传比20960nnima=48 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - -

3、 - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 41 页 - - - - - - - - - 2 式中：960mnr/min；r/min 。(2) 分配传动装置传动比0aiii式中0i、i分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取30i，则减速器传动比为：16348oaiii其中12iii1i为高速级传动比，2i为低速级传动比。由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图（b）1i=4.5，所以9322i四传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速 轴960mnn r/min 轴3.2135.49601innIII r/min 轴602

4、inn r/min 式中：nnn,分别为. .轴的转速；mn电机满载转速。(2) 各轴输入功率轴5.2299.05.274ddIPPPKW 轴5.0097.0988.05.222112IIIIPPPKW 轴4.7997.0988.052112PPPKW 式中： Pd电动机的输出功率；P、， ,轴的输入功率；名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 41 页 - - - - - - - - - 3 (3)各轴输入转矩电机输出转矩m5 2. 4 3 N9605.2795

5、509550mddnPT 轴3dITT99.052.43m51.91N 轴211121iTiTTIIII97.0988.05.451.91=223.87 mN 轴212122iTiTT97.0988.056.3223.87762.93mN项目电动机轴轴轴转速（ r/min ）960 960 213.3 60 功率 P（kw）5.27 5.22 5.00 4.79 转矩 T（Nm ）52.43 51.91 223.87 762.93 传动比 i 3 4.5 3.56 效率0.99 0.95 0.95 五齿轮的计算高速级齿轮A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿

6、圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB10095-88) 。3. 材料选择。由 机械设计 表 10-1 ， 选择小齿轮材料为40Cr （调制处理）， 硬度为 240270HBS 。大齿轮材料为40Cr（正火处理）4. 试选小齿轮齿数201z， 则大齿轮齿取905.420112iZZ（传动比5.41i） ，取902Z B.按齿面接触疲劳强度设计公式为：3211132.2HEdtzuuKTd (1)确定公式内的数值 1. 因大小齿轮为硬齿面，故选8 .0d 2. 由机械设计图10-21e 查得MPaHH550600MPa2lim1lim 3.

7、 小齿轮的传递扭矩mmNT41105.191 4. 由机械设计表10-6 查得材料的弹性影响系数218.189MPazE 5. 试选载荷系数6. 1tK名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 41 页 - - - - - - - - - 4 6. 计算应力循环次数hjlnN1160）（1030082196060=910765.2892106.1444.5102.765N7. 由机械设计图10-19 取接触寿命系数39. 0, 9.021HNHNKK8. 计算接触疲

8、劳许用应力（取失效概率1% ，安全系数s=1）MPasKHHNH5406009.01lim11MPasKHHNH511.555039. 02lim22MPaHHH525.75221 (2) 计算 1.试算小齿轮分度圆直径mmdt59.108525.758 .1894.55.58.0105.1916.132.23241 2.计算圆周速度smndvt/2.9710006096059.10810006011 3.计算齿宽b 以及模数m 7.116.6547.296.65955.22.2525.22.9552059.10847.2959.1088.0111hbmmmhmmzdmmmdbttd 4计算载

9、荷系数K 由smv/2.97，7 级精度，由机械设计图10-8 查得动载系数12. 1vK由表 10-3 得0.1FHKK由表 10-4 中硬面，非对称布置，7 级精度的290.1HK由表 10-2 得5.1AK2.16729.1.0112. 15.1HHVAKKKKK 5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 41 页 - - - - - - - - - 5 mmKKddtt397.656 .12.16759.1083311 6

10、. 计算模数3.26mm2065.39711zdmc. 按齿根弯曲疲劳强度设计公式为131212FaSaFY YKTmdz（1）. 确定公式内的各参数值 1.计算载荷系数由机械设计图10-13 得18.1FK1.98218.1.0112.15.1FFVAKKKKK 2.由机械设计图10-20c查得齿轮弯曲疲劳极限MPaFEFE380500MPa21 3.由机械设计图10-18 取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021FNFNKK 4.计算弯曲疲劳许用应力(s 取 1.4) MPasKFEFNF303.574.150085.0111MPasKFEFNF238.864.138088.0222 5.

11、查取齿形系数由机械设计表10-5 查得2.2,80. 221FaFaYY 6.查取应力校正系数由机械设计表10-5 查得.771,1.5521SaSaYY 7.计算大小齿轮FSaFaYY并比较01430.057.3031.552.8111FSaFaYY01630.086.2381.772.2222FSaFaYY大齿轮数值大（2）设计计算名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 41 页 - - - - - - - - - 6 mmmn2.196301.0200.81

12、05.1911.9822324对比结果，取mmm2.5。分度圆直径mmd65.3971262.565.39711mdz所以大齿轮1184.5262z D. 几何尺寸计算 1.分度圆直径mmmzdmmmzd2951182.565262.52211 2.中心距mmdda180229565221 3. 计算齿轮宽度mmdbd52658.01 4.取mmBmmB57,5212六 、低速级齿轮的设计 A. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 (GB10095-88) 。3. 材料选择

13、。由 机械设计 表 10-1 ， 选择小齿轮材料为40Cr （调制处理）， 硬度为 240270HBS 。大齿轮材料为40Cr（正火处理 ) 。4. 试选小齿轮齿数281z， 则大齿轮齿数99.682.5612zz取 100。56.32i B.按齿面接触疲劳强度设计公式为：3211132.2HEdtzuuKTd (1)确定公式内的数值 1. 因大小齿轮为硬齿面，故选8 .0d 2. 由机械设计图10-21e 查得MPaHH550600MPa2lim1lim 3. 小齿轮的传递扭矩mmNT51102.2387名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - -

14、 - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 41 页 - - - - - - - - - 7 4. 由机械设计表10-6 查得材料的弹性影响系数218.189MPazE 5. 试选载荷系数6.1tK 6. 计算应力循环次数8231014. 6103008213.2136060hjlnN8841072.156.31014.6N7. 由机械设计图10-19 取接触寿命系数49.0, 29.021HNHNKK8. 计算接触疲劳许用应力（取失效概率1% ，安全系数s=1）MPasKHHNH55260092.01lim11MPasKHHNH51755049.02l

15、im22MPaHHH534.5221 (2) 计算 1.试算小齿轮分度圆直径mmdt96.66534.58.1893.5656.48.0102.23876.132.23251 2.计算圆周速度smndvt/08.1100060213.396.6610006011 3.计算齿宽b 以及模数m 97.97.7677.337.7625.23.4525.23.452896.6677.3396.668.0111hbmmmhmmzdmmmdbttd 4计算载荷系数K 由smv/1.08， 7 级精度，由 机械设计 图 10-8 查得动载系数30.1vK由表 10-3 得0.1FHKK由表 10-4 中硬面

16、，非对称布置，7 级精度的293.1HK由表 10-2 得5.1AK名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 41 页 - - - - - - - - - 8 1.997293.1130.15.1HHVAKKKKK 5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径mmKKddtt104.076.11.99796.663311 6.计算模数mmzdm72.328104.0711 c. 按齿根弯曲疲劳强度设计公式为131212FaSaFY YKTmdz（1）. 确定公式内的各参数值

17、 1.计算载荷系数由机械设计图10-13 得72. 1FK1.96272.1130.15.1FFVAKKKKK 2.由机械设计图10-20c查得齿轮弯曲疲劳极限MPaMPaFEFE19022021 3.由机械设计图10-18 取弯曲疲劳寿命系数90.0, 68. 021FNFNKK 4.计算弯曲疲劳许用应力(s 取 1.4) MPasKFEFNF135.144.122068.0111MPasKFEFNF120.794.119089.0222 5.查取齿形系数由机械设计表10-5 查得2.18,2.5521F aF aYY 6.查取应力校正系数由机械设计表10-5 查得1.79,.61121Sa

18、SaYY 7.计算大小齿轮FSaFaYY并比较0.0303135.141.612.55111FSaFaYY名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 8 页，共 41 页 - - - - - - - - - 9 0.0323120.791.79.182222FSaFaYY大齿轮数值大（2）设计计算mmmn3.53230. 0280.8102.23871.9622325对比结果，取mmm4。分度圆直径mmd104.07102.26104.0711mdz取 30 所以大齿轮106.8

19、3.56302z取 106 D. 几何尺寸计算 1.分度圆直径mmmzdmmmzd42810741204302211 2.中心距mmdda2722424120221 3.计算齿轮宽度mmdbd961208.014. 取mmBmmB101,9612七、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45 调质， 硬度 217255HBS ，根据教材 P370 （15-2）式，并查表 15-3，取 A0=112，P为传递功率为5.22IPPKW ，n为一级输入轴转速，n=960Inr/min 。30nPAd（实心轴）则：39605.22112d=19.69mm 考虑有键槽，将直径增大5%

20、，则d=19.69(1+5%) =20.67 mm 圆整后取d=21mm。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 41 页 - - - - - - - - - 10 2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配（2）确定轴的各段直径和长度因为输入轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3 则：Tca=KAT1=1.351.91=67.483Nm 查标准 GB/T4323-2002

21、选 LT4 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为125Nm，半联轴器孔径 d=25mm，Y 型轴孔长度L=62mm 。初选深沟球轴承（6007） ，其尺寸为dDB=35mm 62mm14mm。2）确定轴各段直径和长度I 段： d1=25mm 长度取决于安装位置，暂定L1=62mm II 段 d2=d1+2h=25+2 0.07d1=25+20.07 25=28.5mm 取标准值d2=30mmmmL302初选用 6007 型深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为 14mm。 （转入输入轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为10mm. III 段直径 d3=d2

22、+2h=30mm+2 0.07d2=30mm+2 0.0730mm =34.2mm 取 d3=35mm L3=14+10+2mm=26mm 段装高速级小齿轮故直径 d4=40mm 轴段 4 的长度 L4应比齿轮毂长略短,长度 L4=52mm V 段 的直径为mmd6.454007.02405取 46mm 长度为mmL105VII 段装轴承所以与III 的直径一样为mmd357长度为mmL147VI 段的直径mmd446长度为mmL106名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第

23、10 页，共 41 页 - - - - - - - - - 11 （二）中间轴的结构布置1、按扭矩初算轴径。选用 45 调质，硬度217255HBS 根据教材 P370（15-2）式，并查表15-3，取 A0=112，P 为传递功率为5.00PPKW ，n为一级输入轴转速n3.213nr/min 。30nPAd（实心轴）则：33.2135.00112d=32.05mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则d=32.05(1+5%) =33.65 mm 圆整后取d=34mm 2、轴的结构设计1） 初选型号6008 的深沟球轴承参数如下15mm68mm40mmBDd40ad68aD基本额定动载荷KNCr

24、0 .17基本额定静载荷KNCor8 .11故3571dd。轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相同, 故取1571ll，mm6 .4507.02404062dd，取 46mmmmll20622）轴段 3上安装低速级小齿轮, 为便于齿轮的安装,3d应略大于2d, 可取44.52207.046463d。取 54mm 。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上 , 即靠紧 , 轴段 3 的长度3l应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同, 已知齿宽751b，取723l。小齿轮右端用轴肩固定, 由此可确定轴段4 的直径 , 轴肩高度dh1 . 007. 0,取56.6107.0254544d,hl4

25、.14, 故取64l取mmd6243）轴段 5 上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,5d应略大与6d, 可取mmd505。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧 , 轴段 5 的长度5l应比齿轮毂长略短 , 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽mmb60，取mml585。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 41 页 - - - - - - - - - 12 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得mmL641, mmL712，mmL5733、齿轮受力分

26、析求转矩：已知T2=223.87Nm 求圆周力： Ft 根据教材 P213（10-14）式得1tF=2T2/d2=2223.87/ 295=1517.8N 2tF=2T2/d3=2223.87 / 105=4264.2N 求径向力Fr根据教材 P213（10-14）式得1rF=1tFtann=1517.8tan20 =552.43N 2rF=2tFtann=4264.2tan20 =1552.04N 4、作轴的计算简图，计算支座反力和内力弯矩1）计算支承反力：在水平面上0)(.)(32231321LLFLFLLLFMttAXANLLLLLFLFFttAX4 .3293)(32132231同理A

27、XttBXFFFF212488.6N 在垂直面上：0BNLLLLLFLFFrrAZ7.1198)(32132231名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 41 页 - - - - - - - - - 13 故NFFFFAZrrBZ77.90521总支承反力：NFFFBXAXA9.412722NFFFBZAZB43.1502222)计算弯矩在水平面上：NLFMBXBX2.141850576 .248831NLFMAXAX6.210777644 .329312NMM

28、BXX2.14185011NMMAXX6.21077722在垂直面上：mmNLFMBZBZ89.516285777.90531mmNLFMAZAZ8.76716647.119812NMMBZZ89.5162811NMMAZZ8.7671622故mmNMMMZX71.15095321211mmNMMMZX85.22430422222计算转矩mmNTT521023.2计算危险截面的当量弯矩根据教材373P取扭矩校正系数6.0mmNTMMe29.201716)1023.26.0(71.150953)(252222mmNTMMe22.261180)1023.26 .0(85.224304)(25222

29、222按照弯曲和扭转组合强度计算需要的轴径已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由表15-1 查得aMP60名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 41 页 - - - - - - - - - 14 mmMde275.32601.029.2017161.033由于 C 处有一个键槽，故将直径增大5，即需要的直径mmdde8835.3305.1275.3205.1小于该处的实际直径mmd505, 故轴的弯扭组合强度足够。受力、弯距和扭距图名师资料总结 - - -精品

30、资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 41 页 - - - - - - - - - 15 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 41 页 - - - - - - - - - 16 （三）输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度217255HBS 根据教材 P370（15-2）式，并查表15-3，取 A0=112，P 为传递功率为4.79I

31、PPKW ，n 为一级输入轴转速n60nr/min 。30nPAd（实心轴）则：22.48604.791123d考虑有键槽，将直径增大5%，则d=48.22(1+5%) =50.631 mm 圆整后取d=51mm 2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级直齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩Tca=KA3T，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3 则：Tca=K

32、AT1=1.3762.93=991.81Nm 查 P101标准 GB/T4323-2002 选 LT9 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩1000Nm，半联轴器孔径d=55mm，Y 型轴孔长度L=112mm。（3）1 段： d1=55mm 长度取 L1=112mm 第 II 为定位轴肩h=0.07dmm 2 段： d2=d1+2h=55+2 0.0755=62.7mm 取 64mm d2=64mm 取长度 L2=50mm 3 段为非定位轴肩初选用 6015 型深沟球轴承，其尺寸为：dDB=75mm 115mm20mm 3d=75mm 取套筒长为10mm. 3L=20+10+2=32mm 因为第 6

33、段位定位轴肩取h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm 4 段安装低速大齿轮取 d4=75+20.0775=85.5mm 取 86mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取L4=78mm 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 16 页，共 41 页 - - - - - - - - - 17 5 段位定位轴肩则轴环直径d5=d4+2 h=98mm 5L=10mm 7 段为轴承所以7d75 所以7L20mm 6 段为6d=75+20.175=8

34、5.5mm 6L=10mm 八、深沟球轴承 (6008)寿命计算查参考文献表6-1：轴承的额定动载荷NCr1 7 0 0 0NCor11800根据已知条件，轴承预计寿命hL=2836510=58400h 轴承的寿命校核可由教材P320式（ 13-5a ）即：hL)(60106PCfnt根据 P319页， （对于球轴承，=3；对于滚子轴承=10/3 ）则=3 由教材 P320表 13-4 结合该轴承的工作环境，取tf=1.00 ， 由于轴承受径向和轴向载荷作用，则)(arpYFXFfP( 由教材 P321式 13-9a) 由教材 P321表 13-6 ，取Pf=1.0 ；中间轴的轴承进行寿命校核

35、NFpr04.1552)(60106pfcfnLprTh36)1552.041700000.1(3.2136010名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 41 页 - - - - - - - - - 18 =102682.38hL故所选轴承可满足寿命要求。九、键的校核1.输入轴的键的校核（1）联轴器的键由教材108P表选用圆头平键（A 型）78hbmmL56mmhk5 .35.0mmbLl48856由公式可得，MPakldTp72.2425485.31091.5

36、1210233查表，得MPap120100pp，键校核安全（2）高速级小齿轮的键由教材108P表选用圆头平键（A 型）812hbmmL45mmhk45.0mmbLl331245由公式可得，MPakldTp66.19403341091.51210233查表，得MPap120100pp，键校核安全2.中间轴的键的校核（1）高速级大齿轮的键由教材108P表选用圆头平键（A 型）914hbmmL50mmhk55.0mmbLl361450由公式可得，MPakldTp75.49503651087.223210233查表，得MPap120100pp，键校核安全（2）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A 型）

37、1016hbmmL63mmhk5. 45 .0mmbLl471663由公式，MPakldTp20.3954475.41087.223210233查表，得MPap120100pp，键校核安全名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 41 页 - - - - - - - - - 19 3.输出轴的键的校核（1)联轴器的键的校核由教材108P表选用圆头平键（A 型）1016hbmmL90mmhk55.0mmbLl741690由公式可得，MPakldTp98.745574

38、51093.762210233查表，得MPap120100pp，键校核安全（2）低速级大齿轮由教材108P表选用圆头平键（A 型）1425hbmmL63mmhk75.0mmbLl382563由公式可得，MPakldTp70.66863871093.762210233查表，得MPap120100pp，键校核安全十 MATLAB 计算高速级齿轮计算% * 斜齿圆柱齿轮传动设计计算 * % M 文件中有关数据表见参考文献1 ：郭仁生，魏宣燕等. 机械设计基础. 北京：清华大学出版社， 2011 第 3 版% 已知条件：传递功率(kW)；主动轮转速 (r/min)；传动比P1=5.22;n1=960;

39、i=4.5; ha=1.0;ca=0.25;hd=pi/180; % 正常齿；角度转换弧度系数m=2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50; % 第一系列标准模数K=input( 根据载荷情况，选择载荷系数 K = ); % 1- 确定齿轮的许用应力sigma_FP 和 sigma_HP disp ( 注意：以下输入的齿轮材料和齿面硬度类别的标识字符要用大写, 并用单引号括起) CL=input( 选择齿轮材料：碳钢-TG; 合金钢 -HG = ); CM=input( 选择齿面硬度类别：硬齿面-YC; 软齿面 -RC = ); psi_d=input(

40、表 10-11 ：选择齿宽系数 psi_d = ); if CL=TG disp 齿轮材料 - 碳钢 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 41 页 - - - - - - - - - 20 if CM=YC disp 齿面硬度类别 - 硬齿面 HRC1=input( 输入小齿轮感应淬火硬度 HRC1 = ); HRC2=input( 大齿轮感应淬火硬度 HRC2 = ); sigma_H1=11*HRC1+610;sigma_H2=11*HRC2+610;

41、sigma_F1=380;sigma_F2=380; elseif CM=RC disp 齿面硬度类别 - 软齿面 HBS1=input( 输入小齿轮调质/ 正火硬度 HBS1 = ); HBS2=input( 大齿轮调质 / 正火硬度 HBS2 = ); sigma_H1=(9*HBS1+3750)/10;sigma_H2=(9*HBS2+3750)/10; sigma_F1=(2*HBS1+675)/5;sigma_F2=(2*HBS2+675)/5; end elseif CL=HG disp 齿轮材料 - 合金钢 if CM=YC disp 齿面硬度类别 - 硬齿面 sigma_H1=

42、1500;sigma_H2=1500; sigma_F1=460;sigma_F2=460; elseif CM=RC disp 齿面硬度类别 - 软齿面 HBS1=input( 输入小齿轮调质/ 正火硬度HBS1 = ); HBS2=input( 大齿轮调质 / 正火硬度HBS2 = ); sigma_H1=(10*HBS1+1700)/6;sigma_H2=(10*HBS2+1700)/6; sigma_F1=(19*HBS1+9700)/50;sigma_F2=(19*HBS2+9700)/50; end end disp (注意：以下输入的齿轮传动方向类别的标识字符要用大写, 并用单引

43、号括起) FX=input( 选择齿轮传动方向：单向传动-DX; 双向传动 -SX = ); if FX=DX 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 41 页 - - - - - - - - - 21 disp 齿轮单向传动 sigma_FP1=1.4*sigma_F1;sigma_FP2=1.4*sigma_F2; elseif FX=SX disp 齿轮双向传动 sigma_FP1=sigma_F1;sigma_FP2=sigma_F2; end fpri

44、ntf ( 小齿轮齿根弯曲许用应力 sigma_FP1 = %3.2f MPa n,sigma_FP1) fprintf ( 大齿轮齿根弯曲许用应力 sigma_FP2 = %3.2f MPa n,sigma_FP2) sigma_HP1=0.9*sigma_H1;sigma_HP2=0.9*sigma_H2; fprintf ( 小齿轮齿面接触许用应力 sigma_HP1 = %3.2f MPa n,sigma_HP1) fprintf ( 大齿轮齿面接触许用应力 sigma_HP2 = %3.2f MPa n,sigma_HP2) if sigma_HP1sigma_HP2 sigma_H

45、P=sigma_HP2; Else sigma_HP=sigma_HP1; end % 2- 分别按照硬齿面齿轮传动和软齿面齿轮传动进行设计计算disp 初选斜齿轮螺旋角的范围一般是810 beta=input( 初选齿轮螺旋角( ) beta = ); Aa,Ad,Am=ADM(beta); % 根据螺旋角查询齿轮强度计算系数T1=9550*P1/n1 if CM=YC disp 硬齿面齿轮传动- 按照齿根弯曲强度确定齿轮模数 disp 闭式硬齿面齿轮传动小齿轮齿数范围是：1720 z1=input( 输入小齿轮齿数 z1 = ); z2=round(i*z1) u=z2/z1; zv1=z

46、1/(cos(beta*hd)3 zv1=input( 确定小齿轮当量齿数 zv1 = ); zv2=u*zv1 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 41 页 - - - - - - - - - 22 zv2=input( 确定大齿轮当量齿数 zv2 = ); Yfs1=zv1/(0.269118*zv1-0.840687) % 根据拟合曲线方程计算 Yfs1=input( 确定小齿轮齿形系数 Yfs1 = ); if zv2=60 Yfs2=3.88 el

47、se Yfs2=zv2/(0.269118*zv2-0.840687) Yfs2=input( 确定大齿轮齿形系数 Yfs2 = ); end if Yfs1/sigma_FP1Yfs2/sigma_FP2 Yfcp=Yfs1/sigma_FP1; else Yfcp=Yfs2/sigma_FP2; end mj=Am*(K*T1*Yfcp/(psi_d*z12)(1/3); for j=1:15 if mj=1 disp 无法计算螺旋角, 需要增大中心距 disp 中心距尾数一般是偶数、5 或是 0 a=input( 选取中心距 a = ); beta_a=mn*(z1+z2)/(2*a)

48、% 增大中心距后的螺旋角余弦值 end beta_j=acos(mn*(z1+z2)/(2*a);beta=beta_j/hd d1=mn*z1/cos(beta_j); disp * 校核齿面接触强度 * 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 22 页，共 41 页 - - - - - - - - - 23 Aa,Ad,Am=ADM(beta); % 根据实际螺旋角查询齿轮强度计算系数 dx=Ad*(K*T1*(u+1)/(psi_d*u*sigma_HP2)(1/3)

49、if dx=d1 disp 满足齿面接触强度 else disp * 不满足齿面接触强度, 需要重新计算 ! aj=dx*(1+u)/(2*cos(beta*hd) disp 中心距尾数一般是偶数、5 或是 0 a=input( 选取中心距 a = ); mj=2*a*cos(beta*hd)/(z1+z2); for j=1:15 if mj=1 disp 无法计算螺旋角, 需要增大中心距 beta_a=mn*(z1+z2)/(2*a) % 增大中心距后的螺旋角余弦值 end beta_j=acos(mn*(z1+z2)/(2*a);beta=beta_j/hd; end fprintf (

50、mn = %3.2f mm n,mn); d1=mn*z1/(cos(beta_j) d2=mn*z2/(cos(beta_j) da1=d1+2*ha*mn da2=d2+2*ha*mn b=psi_d*d1 b2=input( 确定大齿轮宽度(mm) b2 = ); b1=input( 确定小齿轮宽度(mm) b1 = ); elseif CM=RC disp 软齿面齿轮传动- 按照齿面接触强度确定齿轮直径 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 23 页，共 41 页