機械設計課程設計-傳動裝置的總體設計.doc

此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 各專業(yè)全套優(yōu)秀畢業(yè)設計圖紙 目錄 課程設計任務總析課程設計任務總析 1 一 任務目標 一 任務目標 1 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 1 三 相關知識三 相關知識 1 1 11 1 課程設計的目的課程設計的目的 1 1 21 2 課程設計的內容和任務課程設計的內容和任務 1 1 31 3 課程設計的步驟課程設計的步驟 2 1 41 4 課程設計的有關注意事項課程設計的有關注意事項 3 課題一課題一 一般機械設計一般機械設計 4 任務二 傳動裝置的總體設計任務二 傳動裝置的總體設計 4 一 任務目標 一 任務目標 4 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 4 三 相關知識三 相關知識 4 2 12 1 傳動方案分析傳動方案分析 4 2 22 2 選擇電動機選擇電動機 7 2 32 3 設計總傳動比和分配傳動比設計總傳動比和分配傳動比 9 2 42 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 10 任務三任務三 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 12 一 任務目標 一 任務目標 12 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 12 三 相關知識三 相關知識 12 3 13 1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號選擇聯(lián)軸器的類型和型號 12 3 23 2 設計多功能攪拌機帶傳動零件設計多功能攪拌機帶傳動零件 12 3 3 設計齒輪傳動零件 23 任務四任務四 零件工作圖的設計零件工作圖的設計 31 一 任務目標 一 任務目標 31 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 31 三 相關知識三 相關知識 31 4 14 1 軸的設計與校核軸的設計與校核 32 4 24 2 軸承的選擇與校核軸承的選擇與校核 37 4 34 3 鍵的設計與校核鍵的設計與校核 37 4 44 4 齒輪類零件工作圖的設計齒輪類零件工作圖的設計 38 課題二課題二 行星輪系設計行星輪系設計 41 任務五任務五 行星齒輪傳動設計行星齒輪傳動設計 41 一 任務目標 一 任務目標 41 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 41 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 三 相關知識三 相關知識 41 5 1 配齒計算 42 5 2 裝配條件 44 5 3 行星齒輪傳動的效率 45 任務六任務六 行星齒輪的受力分析及強度計算行星齒輪的受力分析及強度計算 50 一 任務目標 一 任務目標 50 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 50 三 相關知識 三 相關知識 50 6 6 1 1 行星齒輪的受力分析行星齒輪的受力分析 50 6 6 2 2 行星齒輪傳動中輪齒的失效形式和常用齒輪材料行星齒輪傳動中輪齒的失效形式和常用齒輪材料 52 6 6 3 3 行星齒輪傳動的強度計算行星齒輪傳動的強度計算 57 任務七任務七 行星齒輪傳動的結構行星齒輪傳動的結構 82 一 任務目標 一 任務目標 82 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 82 三 相關知識三 相關知識 82 7 1 中心輪的結構及其支承結構 82 7 2 行星輪的結構 84 7 3 轉臂的結構及其支承結構 88 7 4 機體的結構設計 92 任務八任務八 行星齒輪傳動設計指導行星齒輪傳動設計指導 95 一 任務目標 一 任務目標 95 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 95 三 相關知識 三 相關知識 95 8 1 行星齒輪傳動的設計計算步驟 95 8 2 多功能攪拌機行星齒輪傳動設計計算示例 97 8 38 3 行星齒輪的傳動結構圖例行星齒輪的傳動結構圖例 106 任務九任務九 編寫設計算說明書和準備答辯編寫設計算說明書和準備答辯 107 一 任務目標 一 任務目標 107 二 任務分析 二 任務分析 107 三 相關知識 三 相關知識 107 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 課題一課題一 一般機械設計一般機械設計 任務二任務二 傳動裝置的總體設計傳動裝置的總體設計 一 任務目標 一 任務目標 完成一般機械傳動裝置的總體設計 正確分析不同方案的優(yōu)缺點和可行性 并完成電 機的選擇和傳動裝置的基本參數(shù)計算 此項實踐使讀者掌握整體的設計思路 也是正確進 行機械各部件設計計算的前提條件 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 本次實踐 以多功能攪拌機總體設計為例 根據(jù)已知條件完成 選擇二級降速方案 方案一 和行星齒輪傳動方案 方案二 進行多功能攪拌機的設 計 選擇額定功率 滿載轉速的交流串激電動機驅動多功能攪拌機 W500min 12000r 以方案一為例 分配傳動比分別為 并分別算出各軸的轉速 輸入功率4 1 i2 2 i 和輸入轉矩 機械傳動裝置的總體設計 難點在于方案的確定 運動和動力參數(shù)的計算 讀者應正 確判斷各軸的輸入輸出關系 合理分配傳動比 這是本次實踐的關鍵環(huán)節(jié) 三 相關知識三 相關知識 擬訂傳動方案 選擇電機 設計總傳動比和分配傳動比 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 12 1 傳動方案分析傳動方案分析 2 1 12 1 1 擬定傳動方案擬定傳動方案 市場上現(xiàn)有家庭用的攪拌機 大都功能單一 或只能打蛋 或只能碎肉 或只能對 胡羅卜等較硬的蔬菜進行切片 本書擬設計多功能攪拌機 集打蛋 碎肉 蔬菜切片等功 能為一體 其傳動裝置用來傳遞原動機的動力 變換其運動 以實現(xiàn)攪拌機機預定的工作 要求 是攪拌機的主要組成部分 實踐證明 攪拌機的工作性能和運轉費用在很大程度上 也取決于傳動裝置的性能 質量及設計布局的合理 性 市場上現(xiàn)有家庭用的攪拌機 功能單一 傳動 裝置簡單 如圖 2 1 所示 本書攪拌機的傳動裝 置擬由兩種方案實現(xiàn) 方案一如圖 2 2 所示 對現(xiàn) 有設計方案 即圖 2 1 所示方案 進行改進 三 種刀具對應三種轉速 打蛋及混合攪拌棒 3 與電動 機輸出軸相連 轉速最高 在原有傳動裝置基礎上 增加帶傳動 實現(xiàn)一級降速 碎肉片肉刀 4 完成碎 肉功能 蔬菜片刀 5 經(jīng)齒 1 殼體 輪傳動 實現(xiàn)二級降速 完成疏果切片功能 此方案 2 螺桿 寬度尺寸較大 帶傳動能起到過載保護的功能 齒輪 3 刀片 采用工程塑料制造 可降低成本 圖 2 1 單一功能攪拌機傳動運動簡圖 方案一為傳統(tǒng)的設計方案 其缺點是結構比較不夠緊湊 體積較大 在此基礎上 筆 者連同企業(yè) 結合客戶的要求 對攪拌機進行創(chuàng)新設計 如圖 2 3 方案二所示 采用行星 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 齒輪傳動 電動機直接帶動中心輪 6 輸出 用于攪拌功能 經(jīng)過行星輪系傳動 轉臂 H 輸 出轉速 可通過連接器 2 輸出至碎肉刀片 此方案有效地將相關創(chuàng)新原理應用于產(chǎn)品的研 發(fā) 實現(xiàn)了一個機構兩種轉速輸出 結構緊湊 體積小 成本低 1 電動機 2 同步齒形帶傳動 3 攪拌棒 4 碎肉刀 5 削片刀 6 齒輪傳動 7 多功能攪拌機 圖 2 2 傳統(tǒng)多功能攪拌機傳動運動簡圖 11 刀片 可更換 2 連結器 可更換 3 2K H 型單排內外嚙合行星輪系 4 電動機 5 散熱片 6 主動中心輪 7 行星輪 8 固定中心輪 圖2 3 行星輪系實現(xiàn)的多功能攪拌機運動簡圖 因方案一涉及典型知識點多 對學生綜合設計能力的鍛煉幫助較大 方案二采用行星 輪系進行創(chuàng)新設計 是新型多功能攪拌機的發(fā)展趨勢 市場開發(fā)價值較大 因此本書針對 兩種設計方案 進行設計 傳動裝置的總體設計包括確定傳動方案 選擇電動機型號 合理分配各級傳動比以及 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)等 為下一步計算各級傳動提供條件 設計任務書一般由指導教師擬訂 學生應對傳動方案進行分析 對方案是否合理提出 自己的見解 傳動方案通常由運動簡圖表示 它用簡單的符號代表一些運動副和機構 能顯示機器 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 運動特征及運動鏈 這種簡圖不僅明確地表示了組成機器的原動機 傳動裝置和工作機三 者之間運動和力的傳遞關系 而且也是設計傳動裝置中各零部件的重要依據(jù) 2 1 22 1 2 選擇傳動機構類型選擇傳動機構類型 合理地選擇傳動形式是擬定傳動方案時的重要環(huán)節(jié) 常用傳動機構的類型 性能和適 用范圍可參閱表 2 1 表表 2 12 1 常用傳動機構的性能及適用范圍常用傳動機構的性能及適用范圍 傳動機構 選用指標 平帶傳動V 帶傳動 同步帶 傳動 鏈傳動齒輪傳動 蝸桿 傳動 功率 常用值 kW 小 20 中 100 中 幾百 中 100 大 最大 50000 小 5 0 常用值 2 42 42 42 5 圓柱 3 5 圓錐 2 3 10 40 單級 傳動 比 最大值 571068580 傳動功率查 表 2 2 許用的線速度 m s 25 25 30 50 20 6 級精度直齒 18 非直 齒 36 5 級 精度達 100 15 35 外廓尺寸大大大大小小 傳動精度低低高中等高高 工作平穩(wěn)性好好好較差一般好 自鎖能力無無無無無可有 過載保護作用有有有無無無 使用壽命短短中等中等長中等 緩沖吸振能力好好好中等差差 要求制造 安裝精 度 低低低中等高高 要求潤滑條件不需不需不需中等高高 環(huán)境適應性 不能接觸酸 堿 油類 爆炸 性氣體 好一般 選擇傳動機構類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件 例如工作機的功能 對尺寸 重量的限制 環(huán)境條件 制造能力 工作壽命與經(jīng)濟性要求等 選擇類型的基本原則為 1 傳遞大功率時 應充分考慮提高傳動裝置的效率 以減少能耗 降低運行費用 而對于小功率傳動 在滿足功能條件下 可選用結構簡單 制造方便的傳動形式 以降低 費用 2 載荷多變和可能發(fā)生過載時 應考慮緩沖吸振及過載保護問題 如選用帶傳動 采用彈性聯(lián)軸器或其它過載保護裝置 3 傳動比要求嚴格 尺寸要求緊湊時 可選用齒輪傳動或蝸桿傳動 蝸桿傳動效 率低 常用于中小功率 間歇工作的場合 4 在多粉塵 潮濕 易燃 易爆場合 宜選用鏈傳動 閉式齒輪傳動或蝸桿傳動 而不采用帶傳動或摩擦傳動 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 2 1 32 1 3 多級傳動的合理布置多級傳動的合理布置 多功能攪拌機以及其他許多傳動裝置往往需要選用不同的傳動機構 以多級傳動方式 組成 合理布置各種傳動機構的順序 對傳動裝置和整個機器的性能 傳動效率和結構尺 寸等有直接影響 布置傳動機構順序時應注意以下幾個原則 1 帶傳動的承載能力較低 傳遞相同轉矩時 結構尺寸較其它傳動形式大 但傳 動平穩(wěn) 能緩沖減振 因此宜布置在高速級 轉速較高 在傳遞相同功率時 轉矩較小 2 鏈傳動運轉不均勻 有沖擊 不適于高速傳動 應布置在低速級 3 蝸桿傳動可以實現(xiàn)較大的傳動比 傳動平穩(wěn) 但效率較低 適于中小功率 間 歇運轉的場合 當與齒輪傳動同時布置時 最好布置在高速級 使傳遞的轉矩較小 以減 小蝸輪尺寸 節(jié)約有色金屬 而且有較高的齒面相對滑動速度 以利于形成潤滑油膜 提 高效率 延長使用壽命 4 錐齒輪的加工比較困難 特別是大尺寸錐齒輪 一般應放在高速級 以減小其直 徑和模數(shù) 但需注意 當錐齒輪的速度過高時 此時還應考慮能否達到制造精度及成本問 題 5 斜齒圓柱齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒圓柱齒輪傳動好 常用在高速級或要求傳動 平穩(wěn)的閉式傳動 6 開式齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差 潤滑條件不好 磨損較嚴重 壽命較短 應布置在低速級 2 1 42 1 4 分析比較 擇優(yōu)選定分析比較 擇優(yōu)選定 合理的傳動方案除了首先應滿足機器的工作要求外 還應保證機器的工作性能和可靠 性 具有高的傳動效率 工藝性好 結構簡單 成本低廉 結構緊湊和使用維護方便等 但同時達到這些要求是不容易的 因此在設計過程中 往往需要擬定多種方案以進行技術 經(jīng)濟分析比較 2 22 2 選選擇電動機擇電動機 電動機是一種通電后能帶動其他機械運轉的電器 許多需要轉動的家用電器 如電風 扇 洗衣機 吸塵器 攪拌機等都是直接借助電動機的轉動而工作 還有很多電器則是利 用電動機的旋轉來實現(xiàn)某些特定的功能 如冰箱電動壓縮機進行制冷循環(huán) 錄音機 錄像 機 VCD 等是利用電動機轉動磁帶或光盤從而將磁帶上的磁信號或光盤上的光信號通過電 子器件還原成視頻信號等等 2 2 12 2 1 電動機類型和結構型式的選擇電動機類型和結構型式的選擇 在種類繁多的家用電器中 各種家用電器所呈現(xiàn)的機械特性各不相同 有些要求在負 載發(fā)生變化時 轉速基本不變 有些則要求在負載變化時 轉速有較大的變化 有些要求 起動性能好 速度上升快 有些則要求能有一個緩慢升速的過程 因此 隨著家用電器的 特性不同 就要求選用不同特性的電動機 所有不同類型的電動機其基本原理都是一樣的 但由于供電電源不同 激磁方式不同 電樞結構不同 就使其具有不同的機械特性和起動特性 合理地選配電動機才能使家用電 器的性能和功能達到滿意效果 常用的小功率電動機大致有 直流電動機 單相交流電動機 交直流通用電動機三大 類 食品類加工電動器具 用于對肉類 蔬菜 水果 蛋品等進行粉碎 切片 打漿等處 理 其所用電動機為交流串激電動機 具有較軟的機械特性 啟動轉矩大 能適應粉碎 攪拌 打漿等加工要求 在切片 切絲等操作中 電動機受到阻力較小 屬于輕載狀態(tài) 此時高速運轉工作效率很高 如果粉碎硬的食物或攪拌粘厚的食品時 電動機運轉所受的 阻力甚大 就能自動降速 不會因過載而電流太大 因此在食品加工機中采用交流串激電 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 動機是十分相宜的 由于串激電動機的空載轉速甚高 能高達20000r min以上 所以在使用時應避免開空 車 以防止由于轉速太快而使電動機或傳動機械受到損害 2 2 22 2 2 確定電動機的功率確定電動機的功率 電動機功率的選擇直接影響到電動機的工作性能和經(jīng)濟性能的好壞 如果所選電動機 的功率小于工作要求 則不能保證工作機正常工作 使電動機經(jīng)常過載而提早損壞 如果 所選電動機的功率過大 則電動機不能經(jīng)常滿載運行 功率因數(shù)和效勞較低 從而增加電 能消耗 造成浪費 因此 在設計中一定要選擇合適的電動機功率 確定電動機功率的原則是電動機的額定功率Ped稍大于電動機工作功率Pd即Ped Pd 這樣電動機在工作時就不會過熱 一般情況下可以不校驗電動機的起動轉矩和發(fā)熱 本設 計中電動機按下述步驟確定 1 工作機所需功率Pw 工作機所需功率Pw由機器的工作阻力和運動參數(shù) 線速度和轉速 求得 kW 2 1 1000 Fv Pw 或 kW 2 2 9550 w w Tn P 式中 F為工作機的工作阻力 單位為 N v為蔬菜片刀片的線速度 單位為 m s T為工 作機的阻力矩 單位為 N m nw為蔬菜片刀片的轉速 單位為 r min v n與刀片直徑D mm 之間的關系為 m s 2 3 100060 Dn v 表表 2 22 2 機械傳動和軸承效率的概略值機械傳動和軸承效率的概略值 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 2 電動機的輸出功率Pd 計算傳動裝置的總效率時需注意 若表中所列為效率值的范圍時 一般可取中間值 同類型的幾對傳動副 軸承或聯(lián)軸器 均應單獨計入總效率 軸承效率均指一對軸承的效 率 蝸桿傳動效率與蝸桿的頭數(shù)及材料有關 設計時應先初選頭數(shù)并估計效率 待設計出 蝸桿的傳動參數(shù)后再最確定效率 并核驗電動機所需功率 2 2 32 2 3 確定電動機的轉速確定電動機的轉速 同一類型 相同額定功率的電動機也有幾種不同的轉速 低轉速電動機的級數(shù)多 外 廓尺寸及重量較大 價格較高 但可使傳動裝置的總傳動比及尺寸減小 高轉速電動機則 與其相反 設計時應綜合考慮各方面因素選取適當?shù)碾妱訖C轉速 可由工作機的轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍 推算出電動機轉速的可選范圍 即 2 6 wnd niiin 21 式中 nd 為電動機可選轉速范圍 i1 i2 in 分別為各級傳動機構的合理傳動 種 類效率 種 類效率 自鎖蝸桿 油潤滑 0 40 0 4 5 彈性聯(lián)軸器 0 99 0 99 5 單頭蝸桿 油潤滑 0 70 0 7 5 萬向聯(lián)軸器 3 0 97 0 98 雙頭蝸桿 油潤滑 0 75 0 8 2 萬向聯(lián)軸器 3 0 95 0 97 三頭和四頭蝸桿 油潤 滑 0 80 092 聯(lián) 軸 器 齒式聯(lián)軸器 0 99 蝸 桿 傳 動 環(huán)面蝸桿傳動 油潤滑 0 85 0 9 5 潤滑不良 0 94 一 對 平帶無壓緊輪的開式傳 動 0 98 潤滑正常 0 97 一 對 平帶有壓緊輪的開式傳 動 0 97 潤滑特好 壓力潤滑 0 98 一 對 平帶交叉?zhèn)鲃?0 90 滑 動 軸 承 液體摩擦 0 99 一 對 V 帶傳動 0 96 球軸承 稀油潤滑 0 99 一 對 帶 傳 動 同步帶傳動 0 98 滾動 軸承 滾子軸承 稀油潤滑 0 98 一 對 焊接鏈 0 93 卷筒 0 96 片式關節(jié)鏈 0 95 單級圓柱齒輪減速器 0 97 0 98 滾子鏈 0 96 雙級圓柱齒輪減速器 0 95 0 96 鏈 傳 動 齒形鏈 0 97 減 速 器 行星圓柱齒輪減速器 0 95 0 98 很好跑合的 6 級精度和 7 級精度齒輪傳動 油 潤滑 0 98 0 9 9 很好跑合的 6 級和 7 級 精度齒輪傳動 油潤滑 0 97 0 98 8 級精度的一般齒輪傳 動 油潤滑 0 97 8 級精度的一般齒輪傳 動 油潤滑 0 94 0 97 9 級精度的齒輪傳動 油潤滑 0 96 加工齒的開式齒輪傳動 脂潤滑 0 92 0 95 圓柱 齒輪 傳動 鑄造齒的開式齒輪傳動 0 90 0 9 3 錐齒 輪傳 動 鑄造齒的開式齒輪傳動 0 88 0 92 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 比范圍 見表 2 1 上述方法為選擇電機的普遍性方法 但在許多企業(yè)進行的機械設計 往往并不需要先選 傳動比 再確定電機轉速 而是根據(jù)需要直接選取電機 如在對多功能攪拌機進行設計時 是 由廠家根據(jù)經(jīng)驗 直接要求電機轉速為某一轉速 此時可忽略傳動比的選擇 根據(jù)其它條件 直接選取電機 2 2 42 2 4 確定電動機型號確定電動機型號 由選定的電動機類型 結構 功率和轉速查出電動機型號 并記錄其型號 額定功率 滿載轉速 中心高 軸伸尺長 鍵連接尺寸等 2 2 52 2 5 多功能攪拌機電動機選擇示例多功能攪拌機電動機選擇示例 以表 1 1 中原始數(shù)據(jù) 1 為例 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 2 1 得 0 46KW 1000 Fv Pw 1000 78 1139 查表 2 1 選同步帶傳動 1 0 98 深溝球軸承 2 0 99 圓柱齒輪傳動 3 0 97 齒式聯(lián)軸器 4 0 98 則 922 0 43 2 21 根據(jù)公式 2 2 知 根據(jù)轉速要求kWPP Wd 499 0 min 12000rnw 2 32 3 設計總傳動比和分配傳動比設計總傳動比和分配傳動比 由選定電動機的滿載轉速nm和主動軸的轉速nw 可得傳動裝置的總傳動比為 2 7 w m n n i 傳動裝置總傳動比是各級傳動比的連乘積 即 2 8 n iiii 21 計算出總傳動比后 應合理地分配各級傳動比 限制傳動件的圓周速度以減小動載荷 降低傳動精度等級 分配各級傳動比時主要應考慮以下幾點 1 各級傳動的傳動比應在推薦的范圍內選取 參考表 2 1 2 應使傳動裝置的結構尺寸較小 重量較輕 3 應使各傳動件的尺寸協(xié)調 結構勻稱合理 避免互相干涉碰撞 傳動裝置的實際傳動比要由選定的齒輪齒數(shù)或帶輪基準直徑準確計算 因而很可能與 設定的傳動比之間有誤差 一般允許工作機實際轉速與設定轉速之間的相對誤差為 3 5 對于實際設計中的某些機械 若有中間轉速要求 則不需要進行傳動比的分配 直接計 算傳動比即可 2 42 4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 2 4 12 4 1 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)確定計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)確定 為進行傳動件的設計計算 應首先推算出各軸的轉速 功率和轉矩 一般按由電動機 至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù) 將設計方案中各軸從高速軸至 低速軸依次編號 I II III 圖 2 2 1 1 各軸轉速 各軸轉速 nI nm nII nI i1 2 9 nIII nII i2 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 2 2 各軸輸入功率 各軸輸入功率 對于通用機器常以電動機額定功率Ped作為設計功率 對于專用機器 或用于指定工 況的機器 則常用電動機的輸出功率作為設計功率Pd PI Ped PII PI 1 2 10 PIII PII 2 3 3 3 各軸輸入轉矩各軸輸入轉矩 TI 9550PI nI TII 9550PII nII 2 11 TIII 9550PIII nIII 2 4 22 4 2 多功能攪拌機傳動裝置的傳動比 運動和動力參數(shù)確定多功能攪拌機傳動裝置的傳動比 運動和動力參數(shù)確定 多功能攪拌機有中間轉速要求 則不需要進行傳動比的分配 直接計算傳動比 首先應 根據(jù)線速度和刀片直徑計算轉速 再計算傳動比 1 計算軸 軸 轉速 根據(jù)公式 2 3 知 nmin 3000 15014 3 2410601060 33 r D v nmin 1500 15014 3 1210601060 33 r D v 2 計算傳動比 4 1 i n nw 3000 12000 2 2 i n n 1500 3000 3 各軸輸入功率 對于通用機器常以電動機額定功率Ped作為設計功率 對于專用機器 或用于指定工 況的機器 則常用電動機的輸出功率作為設計功率Pd PI Ped 0 5 kW PII PI 1 0 5 0 98 0 49 kW PIII PII 2 3 0 47 kW 4 各軸輸入轉矩 TI 9550PI nI 0 40 N m TII 9550PII nII 1 56 N m TIII 9550PIII nIII 2 99 N m 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 任務三任務三 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 一 任務目標 一 任務目標 通過本次實踐 要求學生能獨立完成一般機械傳動零件的設計計算 包括帶傳動 齒 輪傳動設計及強度計算等 為使設計多功能攪拌機的原始條件比較準確 一般先計算外傳 動件 如帶傳動 鏈傳動和開式齒輪傳動等 然后計算機械的內傳動件 此項實踐將直接 影響下一步軸系結構的設計計算 二 項目及設計總領 二 項目及設計總領 本次實踐 以多功能攪拌機傳動零件的設計計算為例 根據(jù)已知條件完成 同步帶傳動設計 工程塑料齒輪傳動設計 機械傳動零件的設計計算 難點在于同步帶的設計計算方法不同于普通 V 帶的設計計 算方法 工程塑料齒輪的設計計算也不同于金屬材料的設計計算方法 通過此次任務 能 夠大大提高讀者查閱文獻 識圖讀表的能力 三 相關知識三 相關知識 選擇聯(lián)軸器的類型和型號 設計多功能攪拌機帶傳動零件 設計多功能攪拌機齒輪傳動零件 3 13 1 選擇聯(lián)軸器的類型和型號選擇聯(lián)軸器的類型和型號 3 23 2 設計多功能攪拌機帶傳動零件設計多功能攪拌機帶傳動零件 嚙合型帶傳動 也稱同步帶傳動 它是依靠同步帶上的齒與帶輪齒槽之間的嚙合來傳 遞運動和動力的 同步帶傳動兼有帶傳動和嚙合傳動的優(yōu)點 既可保證傳動比準確 也可 保證較高的傳動效率 98 以上 適應的傳動比較大 可達 10 且適應于較高的速度 帶速可達 50 m s 其缺點在于同步帶及帶輪制造工藝復雜 安裝要求較高 同步帶傳動主要用于中小功率 傳動比要求精確的場合 如攪拌機 打印機 繪圖 儀 錄音機 電影放映機等精密機械中 3 2 1 選用圓弧齒同步帶傳動 1 確定設計功率Pd Pd KAP kW 3 1 式中 KA為工作情況系數(shù) 查表 3 1 表表 3 13 1 工作情況系數(shù)工作情況系數(shù)K KA A 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 注 對增速傳動 須將下列數(shù)字加進本表的KA中 R 1 1 24 0 R 1 25 1 74 0 10 R 1 75 2 49 0 20 R 2 50 3 49 0 30 R 3 50 0 40 對帶型為 14M 和 20M 的傳動 當n1 600r min 時 應追加系數(shù) 加進KA中 如下 n1 200 r min 0 3 n1 201 400 r min 0 2 n1 401 600 r min 0 1 對頻繁正反轉 嚴重沖擊 緊急停機等非正常傳動 需視具體情況修正工作情況系 數(shù) 2 選擇帶型 按n1和Pd 由圖 3 1 選擇帶型 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 圖圖 3 13 1 選型圖選型圖 3 計算傳動比 i n1 n2 3 2 4 確定帶輪直徑 表表 3 23 2 3M3M 帶輪的基本尺寸帶輪的基本尺寸 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 5 選擇帶的節(jié)線長度LP和確定實際中心距a 由設計任務初定中心距 計算帶的初定節(jié)線長度L0 3 3 0 2 12 1200 4 57 1 2 a dd ddaL 查表 3 3 選取節(jié)線長LP 齒數(shù) 長度代號 表表 3 33 3 3M3M 圓弧齒同步帶長度系列圓弧齒同步帶長度系列 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 實際中心距 mm 3 4 1632 2 12 2 ddMMa 其中 mm 3 5 12 28 6 4ddLM p 6 確定中心距調整下限I和調整上限S 中心距范圍為 a I a S mm I和S值見表 3 4 7 確定帶長系數(shù)KL 帶長系數(shù)KL由表 3 5 查取 8 確定嚙合齒數(shù)系數(shù)KZ 嚙合齒數(shù) 3 6 6 6 5 0 1 12 Z a dd entZm 嚙合齒數(shù)系數(shù) Zm 6 KZ 1 Zm 6 KZ 1 0 2 6 Zm 3 7 表表 3 43 4 中心距安裝量中心距安裝量 I I 和調整量和調整量 S S 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 表 3 5 帶長系數(shù) KL 9 確定帶的基本額定功率P0 3M 帶型的最小寬度推薦用基本額定功率P0 見表 3 6 10 帶的額定功率Pr kW 3 8 0 PKKKP WZLr 帶寬系數(shù) 3 9 14 1 0 s s W b b K 11 確定帶和帶輪的寬度 按Pd Pr原則選擇帶的寬度bs 則 3 10 14 1 0 0 PKK P bb ZL d ss 表 3 6 3M 6mm 寬 基本額定功率 P0 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 表 3 7 帶的基本寬度 bs0 表 3 8 帶寬尺寸 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 表 3 9 帶輪寬度尺寸 12 計算壓軸力Q 壓軸力Q示意圖 3 2 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 圖 3 2 帶傳動的壓軸力 帶的緊邊張力F1和松邊張力F2分別由下式計算 N 3 11 vPF d 1250 1 N 3 12 vPF d 250 2 m s6000 11n dv 壓軸力 N 3 13 21 FFKQ F 當工作情況系數(shù)KA 1 3 時 N 3 14 21 77 0 FFKQ F KF為矢量相加修正系數(shù) 據(jù)小帶輪包角 1查圖 3 3 而得 3 15 3 57180 12 1 a dd 圖 3 3 矢量相加修正系數(shù) 按上述步驟計算得 1 130 KF 0 926 v 108 m s F1 8 68N F2 1 74N Q 7 43N 13 帶的張緊 計算帶安裝時應保證的撓度f 圖 3 4 以使帶產(chǎn)生適當?shù)膹埦o力 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 mm 3 16 2 122 2 dd at mm 3 17 64tf 則f 0 83 圖 3 4 帶安裝時的撓度 施加表 3 10 規(guī)定的安裝力G 調整中心距 使其撓度f與計算值一致 表表 3 103 10 安裝力安裝力G G 3 2 2 選用圓弧齒同步帶傳動 1 確定設計功率Pd 根據(jù)公式 3 1 Pd KAP 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 式中 KA為工作情況系數(shù) 查表 3 1 選取多功能攪拌機工作情況系數(shù)KA 1 5 則Pd KAP 1 5 0 5 0 75 kW 2 選擇帶型 按n1和Pd 由圖 3 1 選擇帶型 由n1 12000r min Pd 0 75 kW 選擇 3M 型帶 3 計算傳動比 i n1 n2 4 4 確定帶輪直徑 初選小帶輪齒數(shù)Z1 18 大帶輪Z2 iZ1 72 由表 3 2 查得 d1 17 19mm d2 68 75mm da1 16 43mm da2 67 99mm 5 選擇帶的節(jié)線長度LP和確定實際中心距a 由設計任務初定中心距a0 55mm 根據(jù)公式 3 3 計算帶的初定節(jié)線長度L0 257mm 0 2 12 1200 4 57 1 2 a dd ddaL 查表 3 3 選取節(jié)線長LP 264mm 齒數(shù) 88 長度代號 264 根據(jù)公式 3 4 實際中心距 mm 1632 2 12 2 ddMMa 其中 mm 12 28 64ddLM p 經(jīng)計算得中心距為 59mm 6 確定中心距調整下限I和調整上限S 中心距范圍為 a I a S mm I和S值見表 3 4 結果為 57 98 59 76mm 7 確定帶長系數(shù)KL 帶長系數(shù)KL由表 3 5 查取 KL 1 00 8 確定嚙合齒數(shù)系數(shù)KZ 嚙合齒數(shù) 3 6 6 6 5 0 1 12 Z a dd entZm 嚙合齒數(shù)系數(shù) Zm 6 KZ 1 Zm 6 KZ 1 0 2 6 Zm 3 7 9 確定帶的基本額定功率P0 3M 帶型的最小寬度推薦用基本額定功率P0 見表 3 6 查得 0 332 kW 10 帶的額定功率Pr kW 3 8 0 PKKKP WZLr 帶寬系數(shù) 3 9 14 1 0 s s W b b K 11 確定帶和帶輪的寬度 按Pd Pr原則選擇帶的寬度bs 則 3 10 14 1 0 0 PKK P bb ZL d ss bs0查表 3 7 等于 6 經(jīng)計算bs 12 表 3 8 中選擇標準帶寬 15mm 并從表 3 9 中確 定帶輪寬度bf 16 3mm bf 20 0mm 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 12 計算壓軸力Q 帶的緊邊張力F1和松邊張力F2分別由下式計算 根據(jù)公式 3 11 8 68NvPF d 1250 1 根據(jù)公式 3 12 1 74N vPF d 250 2 108 m s 6000 11n dv 根據(jù)公式 3 13 當工作情況系數(shù)KA 1 3 時 7 43N 3 14 21 77 0 FFKQ F KF為矢量相加修正系數(shù) 據(jù)小帶輪包角 1查圖 3 3 而得 根據(jù)公式 3 15 130 3 57180 12 1 a dd 13 帶的張緊 計算帶安裝時應保證的撓度f 圖 3 4 以使帶產(chǎn)生適當?shù)膹埦o力 根據(jù)公式 3 16 mm 2 122 2 dd at 根據(jù)公式 3 17 mm 64tf 則f 0 83 圖 3 4 帶安裝時的撓度 施加表 3 10 規(guī)定的安裝力G 調整中心距 使其撓度f與計算值一致 3 3 設計齒輪傳動零件 考慮到節(jié)省成本等因素 某些設計傳動方案一中 齒輪可采用尼龍材料 3 3 1 MC 尼龍齒輪設計計算 1 MCMC 尼龍齒輪是金屬等齒輪的替代品 MC 尼龍兼有耐疲勞 抗沖擊和耐磨等性質 使其在齒輪應用上極受歡迎 已成功地應 用在直齒輪 蝸輪 斜齒輪和螺旋齒輪上有 25 年的歷史 今天在各行業(yè) MC 尼龍齒輪正 不斷地替代鋼材 木材 銅材 鑄鐵 酚醛 MC 尼龍齒輪有如下優(yōu)點 1 運行噪音低 2 無潤滑運行 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 3 比傳統(tǒng)的金屬齒輪慣性低 4 耐腐蝕性 盡管 MC 尼龍齒輪的強度明顯比相應的金屬齒輪低 由于它的低摩擦性和低慣性 以及熱塑性塑料齒輪輪齒的彈性 彎曲 在很多應用上可以直接替代金屬 尤其是非鐵金 屬 鑄鐵和未經(jīng)淬硬處理的鋼材 2 直齒輪的設計 步驟 1 獲得需要的應用數(shù)據(jù) 模數(shù) P 齒數(shù) N 壓力角 PA 齒寬 f 英寸 輸 入速度 n RPM 輸入扭矩 Ti 或 輸入馬力 HPI 步驟 2 獲得推導數(shù)據(jù)和修正系數(shù) 節(jié)圓直徑 DP N P 齒形系數(shù) y 屈服應力 Sb 工作壽命系數(shù) CS 速率因素 CV 材料強度因素 Cm 溫度修正系數(shù) CT 環(huán)境溫度 100oF CT 1 100oF 環(huán)境溫度 200Of CT 1 1 1 T 100oF 這里 0 022 對應 MC 尼龍 0 004 對應尼龍 101 0 010 對應聚甲醛 步驟 3 用公式 3 18 或 3 19 計算最大扭矩或馬力 TMAX DPSbfyCs Cv Cm CT 2m 3 18 HPMAX DPSbfyn CS CV Cm CT 126000 P 3 19 步驟 4 將最大力矩 TMAX 和最大馬力 HMAX 與已知塑料齒輪的輸入力矩 Ti 和馬力 Hi 比較 Ti 必須小于或等于 TMAX 或 Hi 必須小于或等于 HMAX 如塑料齒輪的 Hi 和 TI 超過 TMAX 和 HMAX 選另外一種材料或另一分度圓直徑和齒厚 按照新的材料修正系數(shù)重新計算 5 裝 配 MC 尼龍非常適合制造批量比較小例如 500 件 的大型齒輪 首先澆鑄成毛坯件 然后 機械加工成制品 其過程與金屬齒輪的加工相似 這里提供改進 MC 尼龍直齒輪適用性的方法 通常采用一系列的技術來保證齒輪與軸之 間的固定 包括 1 傳遞的力矩較低時 通過開鍵槽或滾花軸進行壓配 2 對于較便宜的低力矩齒輪 可用螺絲固定 3 對于數(shù)量較少的驅動齒輪 通過螺栓沿齒寬連接一個金屬輪轂固定 4 傳遞的力矩較大時 采用機械式開鍵槽固定 鍵槽倒圓角后要比方形更好地消除 拐角處的應力集中 最小的拐角鍵槽面積計算公式如下 A 63000H nrSk 這里 A 鍵槽面積 H 傳遞馬力 n 齒速 rpm 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 r 平均鍵槽半徑 Sk 最大允許的鍵槽應力 見表 3 11 表 3 11 連續(xù)工作齒輪的最大允許鍵槽應力 Sk 材 料 Sk 2 MC 尼龍 二硫化鉬 105 6 MC 尼龍 140 8 尼龍 6 6 105 6 酚醛塑料 140 8 UHMW PE21 1 如果從上面公式確定的鍵槽尺寸不實用 那么應采用帶鍵的法蘭式輪轂和檢查板 檢 查板用螺栓連接在齒輪上 螺栓處于特別的節(jié)圓半徑上 所需螺栓數(shù)量及其直徑按下面公 式計算 最少螺栓數(shù)目 63000HP n r1A1Sk r1 螺栓的節(jié)圓半徑 A1 螺栓的投影面積 螺栓直徑 X 與螺栓接觸的齒寬 在裝齒輪時不要過度擰緊螺栓 以免齒輪在正常運轉狀況下 因材料膨脹導致齒輪破 裂或者螺栓被剪斷 而且 盡管尼龍墊圈的使用效果較滿意 但我們推薦使用杯形墊圈或 相似產(chǎn)品 6 設計要點 在設計 MC 尼龍齒輪時 不僅要考慮材料的許用應力 還要考慮它的形變因素 1 塑料齒輪和金屬齒輪相配合時 散熱性和其他性能最理想 當全為塑料齒輪系統(tǒng) 運行時 建議使用不相同的材料 如尼龍和酚醛塑料 2 因磨擦熱和環(huán)境條件的變化 塑料比金屬熱膨脹系數(shù)高許多 塑料齒輪需要足夠 的齒隙 建議齒隙的大小用下列公式計算 當齒數(shù)為 35 以下時 齒隙 0 06 0 1 P 模數(shù) 當齒數(shù)為 35 以上時 齒隙按照 HACHMAN 提出的實驗公式計算 3 整個齒根都倒圓角 壓力角 200 的齒輪 其屈服強度比 14 50 壓力角的齒輪得 到極大提高 其負荷能力比后者增加 15 或者在同等條件下延長其使用壽命 3 5 倍 4 在滿足負荷情況下 考慮選擇最小齒的設計 這樣使高速運行產(chǎn)生的齒熱最少 5 為了使齒輪具有更高的扭矩 可以考慮將機械加工的鋼件直接鑄造在齒輪里 6 在所提供的環(huán)境因素諸如溫度 濕度和化學條件下 MC 尼龍齒輪通常優(yōu)于其它 工程塑料 材料的選擇既取決于環(huán)境也取決于操作運行條件 7 MC 尼龍的使用溫度極限約 120 當摩擦熱引起的溫度上升超過此極限時 齒輪 將無法正常工作 如負載不變時 摩擦熱隨著齒輪轉速的增高而增大 極限情況下甚至導 致齒牙表面熔融 因此 我們建議 MC 尼龍齒輪的最大線速度應該限制在 25 m s 以內 表 3 12 齒形系數(shù) 齒 數(shù) 141 2 20 標準齒20 低齒和螺旋齒 120 3550 4150 496 140 3990 4680 540 15 0 566 160 4300 5030 578 17 0 5120 587 180 4580 5210 603 19 0 5340 616 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 200 4800 5440 628 220 4960 5590 648 240 5090 5720 664 260 5220 5880 678 280 5350 5970 688 300 5400 6060 698 340 5530 6280 714 380 5660 6510 729 430 5750 6720 739 500 5880 6940 758 600 6040 7130 774 750 6130 7350 792 1000 6220 7570 808 1500 6350 7790 830 3000 6500 8010 855 齒條 0 6600 8230 881 3 3 2 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù) 根據(jù)其漸開線及其傳動性質可知 標準直齒圓柱齒輪的基本參數(shù)有五個 齒數(shù) Z 模 數(shù) m 壓力角 齒頂高 ha 和頂隙系數(shù) C 在確定上述基本參數(shù)后 齒輪的齒形及集合尺寸 就完全確定了 齒數(shù) z 輪整個圓周上齒輪的總數(shù) 在嚙合齒輪副中 小齒輪和大齒輪分別用 z1 和 z2 表示 模數(shù) m 圓上的齒距 p 與圓周率 無理數(shù) 的比值 即 m p 3 22 模數(shù) m 是齒輪的一個基本參數(shù) 其單位為 mm 毫米 因齒距 p m 若其模數(shù) m 增大 則齒輪的齒距 p 就增大 齒輪的輪齒及各部分尺寸均相應地增大 為了齒輪的 設計 制造和測量工作的標準化 模數(shù) m 的數(shù)值已標準化 漸開線圓柱齒輪模數(shù)可參 見表 4 1 表 3 13 漸開線圓柱齒輪模數(shù) GB 1357 1987 mm 第一系列 11 251 522 534 第二系列 1 752 252 75 3 25 3 5 3 75 第一系列 568101216 第二系列 4 55 5 6 5 79 11 14 第一系列 2025324050 第二系列 1822283645 注 1 對些斜齒輪是指發(fā)向模數(shù) mn 2 應優(yōu)先采用第一系列 括號內的模數(shù)盡可能不用 在此應該指出 由于在齒輪的不同圓周上 其齒距 p 不相同 故其模數(shù) m 也是不同的 只有分 度圓上的模數(shù) m 是標準值 因齒輪分度圓的周長為 d zp 即得 d zp 再由 4 1 式可得齒輪的分度圓 直徑為 d mz 3 23 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 上式表示 當給定一個齒輪的模數(shù) m 和齒數(shù) z 齒輪的分度圓直徑 d 就確定了 壓力角 國家標準 GB 1356 1988 規(guī)定 分度圓壓力角 20 度 即該 壓力角等于基準齒形角 因此 齒輪的分度圓應當定義為 齒輪上具有標注模數(shù) m 和標準壓力角 a 20 的 圓稱為分度圓 因為 d db cos 式中基圓直徑為 db cos 3 24 由公式 3 24 可見 當齒輪的分度圓直徑 d 確定后 如果再規(guī)定漸開線在分度 圓上的壓力角 的數(shù)值 則基圓直徑 就確定了 而齒輪的漸開線形僅取決于基圓的大 小 齒輪高系數(shù) ha 按 GB 1356 1988 規(guī)定 正常齒 ha 1 短齒 0 8 頂隙系數(shù) C 按 GB 1357 1988 規(guī)定 正常齒 C 0 25 短齒 C 0 3 一對漸開線圓柱直齒輪的正確齒和條件是 兩尺輪的模數(shù) m 相等 分度圓壓力角 相等 即 m1 m2 m 1 2 3 25 對于漸開線圓柱斜齒輪 童長勇分度圓柱的螺旋角 簡稱螺旋角 表示斜齒輪 輪齒的傾斜程度 為了減少齒合傳動的軸向力 斜齒輪的螺旋角一般不宜過大 通常 取 8 20 車輛和坦克等齒輪箱中采用的斜齒輪有時可取 20 35 由于斜齒輪的輪齒為螺旋形 在垂直于螺旋線方向的剖而 即法而上 其上的齒 形與端面上的齒形不相同 因此 斜齒輪有兩種參數(shù) 法面參數(shù)和端面參數(shù) 各參數(shù) 在法面上和端面上的關系如下 法面模數(shù) mn 與端面模數(shù) mt 的關系為 mn mtcos 3 26 法面壓力角 a 與端面壓力角 t 的關系為 Tan a tan tcos 3 27 因法面齒頂高與端面齒頂高是相等的 即 ha hanmn hatmt 仿上 它們的齒根高 hf 也是相等的 即 hf han Cn mn hat Ct mt 所以 法面齒頂高系數(shù) han 與端面齒頂高系數(shù) hat 的關系為 han hat cos 3 28 仿上 法面頂隙系數(shù) Cn 端面頂隙系數(shù) Ct 的關系為 Cn Ct cos 3 29 采用滾齒刀加工斜齒輪時 滾齒刀的進刀方向垂直于輪齒法面 所以 一般規(guī)定 斜齒輪的法面參數(shù) mn n han 和 Cn 為標準值 并與直齒輪的參數(shù)標準值相同 所 以 斜齒圓柱齒輪的分度圓為發(fā)向模數(shù) mn 法向壓力角 n 均為標準值的基準圓 一對斜齒輪要正確齒合 除了應滿足直齒輪的兩個條件 mt2 mt1 和 t1 t2 外 還應使其螺旋角 相匹配 所以 斜齒輪的正確嚙合條件為 mn1 mn2 mn n1 n2 n 1 2 3 30 式中 斜齒輪的螺旋角 一般取 8 20 內嚙合傳動取 號 外 嚙合傳動取 號 此文檔收集于網(wǎng)絡 如有侵權 請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 精品文檔 mn 斜齒輪的法面模數(shù) 應取標準值 n 斜齒輪的法面壓力角 應取標準值 表 3 14 標準圓柱齒輪傳動的幾何尺寸計算公式 計算公式 序號名稱 直齒輪斜齒輪 1 模數(shù) m m 取標準值 mt mt cos mn 取標準值 2 壓力角 取標準值 1 arctan tan cos n 取標準值 3 分度圓直徑 d d1 mz1 d2 mz2 d1 mtz1 mnz1 cos 1 d2 mtz2 mnz2 cos 2 外嚙合 ha1 ha2 mha m ha1 ham mn 4 齒頂高 ha 內嚙合 ha1 ham m ha2 ha h m 1 7 55 z2 m ha2 han han mn 1 7 55cos3 z2 m n 5 齒根高 hf hf ha C m 1 25m hf han Cn mn 1 25mn 6 全齒高 h h ha hth ha hf 7 齒頂圓直徑 dn da1 d1 2ha da2 d2 2ha da1 d1 2ha da2 d2 2hf 8 齒根圓直徑 df df1 d1 2hf df2 d2 2hf df1 d1 2hf df2 d2 2hf 9 基圓直徑 db db1 d1 cos db2 d2 cos db1 dcos t db2 d2cos t 10 中心距 a a 1 2 d2 d1 1 2 z2 z1 m a 1 2 d2 d1 mn 2cos z2 z1 11 齒頂圓壓力角 a a1 arccos d