当前位置：文档之家 › 哈工大机械原理大作业三齿轮第12题

哈工大机械原理大作业三齿轮第12题

  • 格式：wps
  • 大小：398.00 KB
  • 文档页数：9

机械原理大作业三

作业名称： 机械原理大作业

设计题目： 齿轮传动设计

院 系： 汽车工程学院能源与动力工程

班 级：

设 计 者：

学 号： 130170212

指导教师： 温建民

设计时间： 2015年5月22日

哈尔滨工业大学（威海）

齿轮传动机构设计

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

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

12 745 23 29 35 ≤2.8 ≤4.5 2 ≤4.5 3 ≤4 3

2、传动比的分配计算：

电动机转速n=745r/min，输出转速n1=23 r/min，n2=29 r/min，n3=35 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，定轴齿轮传动的最

大传动比=4.5。根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比分别为为

21.286，25.690，32.391 齿轮11,12,13,14,15,16是定轴齿轮，在输出不同转

速时它们的传动比不变，同时带传动的传动比也是不变的。取带传动的传动比

ipmax=2.571，滑移齿轮最大传动比ivmax=4，则变速齿轮的传动比i5,6=2.957，

i7,8=3.569，i9,10=4。

3、齿轮尺寸的确定：

选择齿轮5、6、9和10为标准齿轮，7和8为角度变位齿轮。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α=20°，实际中心距a=51mm。

由于a'=0.5(Z5+Z6)m要小于实际安装距离可取Z5=13，Z6=38，Z7=11，Z8=39，Z9=9，

Z10=14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为角度变位齿轮，其齿数：Z11=14，Z13=19，Z12=19，Z14=,27。它们的齿

顶高圆锤齿轮15和16选择为标准齿轮Z15=17，Z16=24，齿顶高系数ha*=1，径向

间隙系数c*=0.2，分度圆压力角α=20°（等于啮合角）。

3.1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 Z5 13

齿轮6 Z6 38

2 模数 m 2

3 压力角 α 20°

4 齿顶高系数 ha* 1

5 顶隙系数 hf* 0.25

6 标准中心距 c* a=m(Z5+Z6)/2=51

7 实际中心距 a 51

8 啮合角  

)cos

arccos(a

a

26º

9 变位系数 齿轮5 x5 0.70

齿轮6 x6 -0.70

10 齿顶高 齿轮5 ha5 y)(h

5*5xhmaa3.40mm

齿轮6 ha6 y)(h6*6xhmaa0.60mm

11 齿根高 齿轮5 hf5 )(h5**

f5xchma1.10mm

齿轮6 hf6 )(h6**

f6xchma3.90mm

12 分度圆直径 齿轮5 d5 

55dmz

26.00mm

齿轮6 d6 66dmz76.00mm

13 齿顶圆直径 齿轮5 da5 

5552

aahdd

32.80mm

齿轮6 da6 

6662

aahdd

77.20mm

14 齿根圆直径 齿轮5 df5 

555f2

fhdd

23.80mm

齿轮6 df6 

666f2

fhdd

68.20mm

15 齿顶圆压力角 齿轮5 αa5 )cos

arccos(

55

5

aadd

41.85°

齿轮6 αa6 )cos

arccos(

66

6

aadd

22.32°

16 重合度 ε 



2)tan(tan)tan(tanz

6655

aaz

1.38

3.2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 z7 11

齿轮8 z8 39

2 模数 m 2

3 压力角 α 20°

4 齿顶高系数 ha* 1

5 顶隙系数 hf* 0.25

6 标准中心距 c* = (Z7+Z7)/2=50

7 实际中心距 a 51

8 啮合角  

)cos

arccos(a

a

24.2°

9 变位系数 齿轮7 x7 0.40

齿轮8 x8 0.13

10 齿顶高 齿轮7 ha7 y)(h7*7xhmaa1.70mm

齿轮8 ha8 y)(h8*8xhmaa2.23mm

11 齿根高 齿轮7 hf7 )(h

7**

f7xchma1.70mm

齿轮8 hf8 )(h

8**

f8xchma2.23mm

12 分度圆直径 齿轮7 d7 22.00mm

齿轮8 d8 78.00mm

13 齿顶圆直径 齿轮7 da7 

7772

aahdd

27.46mm

齿轮8 da8 8882

aahdd

82.40mm

14 齿根圆直径 齿轮7 df7 

777f2

fhdd

18.60mm

齿轮8 df8 

888f2

fhdd73.54mm

15 齿顶圆压力角 齿轮7 αa7 )cos

arccos(

77

7

aadd

41.16°

齿轮8 αa8 )cos

arccos(

88

8

aadd

27.19°

16 重合度 ε 



2)tan(tan)tan(tanz

8877

aaz

1.36

3.3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 z9 9

齿轮10 z10 40

2 模数 m 2

3 压力角 α 20°

4 齿顶高系数 ha* 1

5 顶隙系数 hf* 0.25

6 标准中心距 c* = (Z5+Z6)/2=49

7 实际中心距 a 51

8 啮合角  

)cos

arccos(a

a

26.0°

9 变位系数 齿轮9 x9 0.50

齿轮10 x10 0.74

10 齿顶高 齿轮9 ha9 y)(h

9*9xhmaa2.73mm

齿轮10 ha10 y)(h10*10xhmaa3.00mm

11 齿根高 齿轮9 hf9 )(h9**

f9xchma1.50mm

齿轮10 hf10 )(h10**

f10xchma1.23mm

12 分度圆直径 齿轮9 d9 

99dmz

18.00mm

齿轮10 d10 1010dmz80.00mm

13 齿顶圆直径 齿轮9 da9 

9992

aahdd

23.46mm

齿轮10 da10 

1010102

aahdd

86.00mm

14 齿根圆直径 齿轮9 df9 

999f2

fhdd

77.54mm

齿轮10 df10 

101001f2

fhdd

43.85mm

15 齿顶圆压力角 齿轮9 αa9 )cos

arccos(

99

9

aadd

43.85°

齿轮10 αa10 )cos

arccos(

1010

10

aadd

29.06°

16 重合度 ε 



2)tan(tan)tan(tanz

101099

aaz

1.200

3.4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 z11 14

齿轮12 z12 19

2 模数 m 3

3 压力角 α 20°

4 齿顶高系数 ha* 1

合集下载

机械原理第十二章课后答案

机械原理第十二章课后答案

第12章其他常用机构

12-1棘轮机构除常用来实现间歇运动的功能外，还常用来实现什么功能？

答：棘轮机构除了常用的间歇运动功能外，还能实现制动、进给、转位、分度、趙越运动等功能。

12-2某牛头刨床送进丝杠的导程为6mm,要求设计一棘轮机构，使每次送进呈可在0.2〜之间作有 级调整(共6级)。设棘轮机构的棘爪由一曲柄摇杆机构的摇杆来推动，试绘出机构运动简图，并作必姜的计算 和说明。

解：牛头刨床送进机构的运动简图如图12-1所示，牛头刨床的横向进给是通过齿轮1、2,曲衲摇杆机构2、

3、4,練轮机构4、5、7来使与棘轮固连的丝杠6作间歇转动，从而使牛头刨床工作台实现横向间接进给。通过 改变曲柄长度刃的大小可以改变进给的大小。当棘爪7处于图示状态时，棘轮5沿逆时针方向作间歇进给运 动。若将棘爪7拔出绕自身轴线转180°后再放下•由于棘爪工作面的改变.棘轮将改为沿顺时针方向间接进给。

G=^X360° = 12°

O

棘轮的齿数为

360° 360° “

0 12°

设牛头刨床横向进给的初始位置如图12-1 (a)所示，则曲柄摇杆机构0。2皿的极限位置为初始位置左右 转0/2,其中0为摇杆的摆角，极限位置如图12-1 (b)所示。

半-次进给量为0.2mm时，帀为虽短，即得棘轮最小转角

.2久 2穴 rac

0 =〒仏二石".2 = 72。

每次送进量的调整方法：

① 采用隐蔽棘轮罩来实现送进駅的调格：

② 通过改变棘爪摆角來实现送进就的调整。 当一次进给虽为\.2tnm时 即得棘轮最人转角 当进给最为0.2/n/n时，棘轮每次转过的角度为

=—x0.2 = 6 图(a)中所示，三个楝爪尖在練轮齿圈上的位置相互磅个齿風 图(b)中所示，三个棘爪尖在練轮齿圈上的位買相互差I个齿距。

(a) (b)

图 12-2

12-4当电钟电压不足时，为什么步进式电钟的秒针只在原地震荡，而不能作整周回转？

答：如图12-3所示为用于电钟的棘轮机构。当电钟电压充足时，电子线路每杪钟给电磁铁一个电脉冲，电 钟可以正常地I：作。当电钟电压不足时，给电磁铁提供的电脉冲减弱，则电磁铁对摇杆产生的电磁吸引力减小， 不足以抵抗弹簧的阻力。因此，当电子线路给电磁铁一个电脉冲时，摇杆略微绕顺时针方向摆动，随后在弹簧阻 力的作用下向左摆动并碰到挡铁。故步进式电钟的棘轮只能在原地做微小的转动，进而使秒针只能在原地震荡， 而不能做整周回转。

哈尔滨工程大学机械原理题库

哈尔滨工程大学机械原理题库

====Word行业资料分享--可编辑版本--双击可删====

一、是非题，判断下列各题,对的画“√”，错的画“×”（每题2分，共10分）

1、Ⅱ级机构的自由度不能大于2； （× ）

2、铰链四杆机构中，若存在曲柄，其曲柄一定是最短杆。 （× ）

3、当凸轮机构的压力角过大时，机构易出现自锁现象。 （√ ）

4、国产标准斜齿圆柱齿轮的端面齿顶高等于法面齿顶高； （√ ）

5、棘轮机构和槽轮机构都是间歇运动机构。 （√ ）

1、机构中与机架相联的每个主动件相对机架可以有两个以上的独立运动。 （× ）

2、摆动导杆机构中的导杆一定具有急回特性（曲柄为原动件）。 （√ ）

3、直动从动件盘形凸轮机构可以用增大基圆半径的方法减小其推程压力角。 （√ ）

4、与标准齿轮相比，负变位齿轮的分度圆变大。 （× ）

5、标准直齿圆柱齿轮外啮合时，只能有1对轮齿啮合。 （× ）

1、机构是具有确定运动的运动链。 （√ ）

2、直动从动件盘形凸轮机构中进行合理偏置是为了减小推程压力角和回程压力角。（× ）

3、平面四杆机构有无急回特性取决于极位夹角是否大于零。 （√ ）

4、用成形铣刀加工渐开线直齿圆柱齿轮时，一定会发生根切现象。 （× ）

5、直齿圆锥齿轮的标准模数是指中间截面的模数； （× ）

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。

(哈工程机械考研机械设计题库)第12章 联轴器、离合器和制动器答案

(哈工程机械考研机械设计题库)第12章 联轴器、离合器和制动器答案

1 习题答案：

1、TPn95510955104596044765.6 N66...mm

选b计算

TDd2.142b≤ 

mm 63.2330306.447658.48.4b  DTd≤

取安全销直径d=2.6mm。

2、牙失效形式主要为牙面磨损和牙根弯曲折断。

1）耐磨性验算（按力作用于平均直径处考虑）

pKTzDAp20≤

式中：Tpn955106.

DDD0122（平均直径）

A为每个牙的工作面积，ADDh122

2）弯曲强度验算

bb2200KTDhzWhKTzDW/≤

其中Wab26，bDD122，aDzh0tan

3、1）41222FDDpQ()≤ 2 4200800322FQ().≤，FQN79168.

mN 3.166mmN .81662524802003.08.7916421QmaxDDfFT

2）I为主动轴，II为从动轴。

4、每个螺栓所需预紧力

zDzDDfzF448000015.06720002/4.12400000

考虑紧螺栓联接螺栓的工作载荷

zDF/10824.53.160，用试凑法得：

z 4 6 8

D/mm 125 120 126

d/mm 16 14 12

1.3F0/kN 11.65 8.1 5.8

5、螺栓只受预紧力0F

许用应力S128 MPaS32025.

≤2c043.1dF 

N 102.4143.1655.1712843.14220  cdF

加摩擦片时摩擦力矩

mN 101.24mmN 0124.14.1/)2/200(12.01041.26/)2/(63640CDfFT

取下摩擦片时

mN 101.03mmN 101.034.1/)2/200(1.01041.26/)2/(63640CDfFT