工學卷揚機基于MATLAB的結構優(yōu)化設計

1、南京理工大學泰州科技學院機械設計與制造專業(yè)方向綜合課程設計說明書設計題目： 基于MATLAB的軸系 優(yōu)化設計 專業(yè)： 機械工程及自動化 學號： 設計者： 完成時間： 2012 年 11 月 8日設計說明書要求設計說明書是全部設計計算的整理和總結，是學生對課程設計的總結，是圖樣設計的理論依據(jù)，而且是審核設計的技術文件之一。每個學生畢業(yè)后都要接觸實際的技術工作，都要會寫技術報告、可行性論證報告、產品說明書等文件。因此學生在校期間應受到這方面的訓練，掌握這一必須的基本技能。編寫設計說明書的內容包括：1.封面及題目2.設計任務書（包括設計條件和要求）3.原動機的選擇，傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算（包括

2、計算原動機所需功率、選擇原動機、分配各級傳動比、計算各軸的轉速、功率和轉矩）4.軸系部件的計算（確定傳動件的主要參數(shù)和尺寸，初估軸徑、結構設計和強度校核）5.寫出自編的主程序、子程序及編程框圖（包括自編的全部程序，對程序中的符號、變量做出說明，畫出軸的結構、受力、彎矩和轉矩圖以及軸承組合形式簡圖等）6.用表格列出計算結果7.繪制主要零件圖8.設計小結（說明課程設計的體會，本設計的優(yōu)缺點及改進意見等）9.列出主要參考文獻并編號（標注編號、作者、書名、出版地、出版者、出版年月）10.附件（主要零件圖） 卷 揚 機 傳 動 裝 置1電動機 2聯(lián)軸器 3減速器 4卷筒繩索牽引力F (N) _2100_

3、 牽引速度v(m/s) _1.0_ 卷筒直徑D (mm) _250_ 壽命十年，單班制。有中等程度沖擊，在室外工作 二. 電動機設計步驟 傳動裝置總體設計方案設計數(shù)據(jù)：卷揚機工作拉力F = 2100 N。牽引速度v= 1.0, 卷筒直徑D=250 mm 。1. 外傳動機構為聯(lián)軸器傳動。2. 滾筒效率0.95 滾動軸承效率 0.98。3.減速器為二級直齒圓柱齒輪減速器。4.該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準確可靠，徑向尺寸小，結構緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大；高級齒輪的承載能

4、力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差；僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為YZR系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三電動機的選擇以及運動和動力參數(shù)計算 1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y132S-6系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2.確定電動機的功率工作機所需功率 試中 V=1.0m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 代入上試得 電動機的輸出功率功率 按下式 式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由試

5、由表1-7兩對齒輪的效率，四對滾動軸承效率，聯(lián)軸器的效率（7級精度一般齒輪傳動）則所以電動機所需工作功率為 因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表12-1中Y系列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率Pw為3kw。3.確定電動機轉速按表2-3推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比 而工作機卷筒軸的轉速為nw=60×1000/D=76.39r/min，所以電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有。綜合考電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為的Y系列電動機Y132S-6,其滿載轉速為,電動機的安裝結構形式以及其中

6、心高,外形尺寸,軸的尺寸等都可查表獲得。參數(shù)AABBCEHNPHDADACL尺寸21628014089801322303003152102704754.確定總傳動比以及各傳動比A.總傳動比為 B.分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 C. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 2.各軸的輸入功率 I軸 w II軸 wIII軸 卷筒軸 PIV= PIII×2×4=2.26×0.98×0.95=2.10KW3. 各軸的輸入轉矩 電動機軸 I軸 II軸 III軸 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。項目電動機軸軸軸轉速（r

7、/min）960960237.6276.39功率P（kw）2.542.512.382.26轉矩T（Nm）20.6920.4878.65232.52傳動比i14.043.11效率0.990.950.95四齒輪的計算低速級齒輪A.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，硬齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機械設計表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調制處理），硬度為240270HBS。大齒輪材料為40Cr（正火處理）4.試選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒取89 B.按齒面接觸疲勞強度設計

8、公式為： (1)確定公式內的數(shù)值 1.因大小齒輪為硬齒面，故選 2.由機械設計圖10-21e查得 3.小齒輪的傳遞扭矩 4.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5.試選載荷系數(shù) 6.計算應力循環(huán)次數(shù) 7.由機械設計圖10-19取接觸壽命系數(shù) 8.計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)s=1） (2)計算 1.試算小齒輪分度圓直徑 2.計算圓周速度 3.計算齒寬b以及模數(shù)m 4計算載荷系數(shù)K 由，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù) 由表10-3得 由表10-4中硬面，非對稱布置，7級精度的 由表10-2得 5.按實際的動載荷系數(shù)校正分度圓直徑 6.計算模數(shù) c. 按齒根彎

9、曲疲勞強度設計 公式為 （1）.確定公式內的各參數(shù)值 1.計算載荷系數(shù) 由機械設計圖10-13得 2.由機械設計圖10-20c查得齒輪彎曲疲勞極限 3.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 4.計算彎曲疲勞許用應力(s取1.4) 5.查取齒形系數(shù) 由機械設計表10-5查得 6.查取應力校正系數(shù) 由機械設計表10-5查得 7.計算大小齒輪并比較 大齒輪數(shù)值大 （2）設計計算 對比結果，取。分度圓直徑 所以大齒輪 D.幾何尺寸計算 1.分度圓直徑 2.中心距 4. 計算齒輪寬度 5. 6. 取低速級齒輪的設計A.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1.按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，

10、硬齒輪面閉式傳動。2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。3.材料選擇。由機械設計表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調制處理），硬度為240270HBS。大齒輪材料為40Cr（正火處理。4.試選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)取94。 B.按齒面接觸疲勞強度設計 公式為： (1)確定公式內的數(shù)值 1.因大小齒輪為硬齒面，故選 2.由機械設計圖10-21e查得 3.小齒輪的傳遞扭矩 4.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5.試選載荷系數(shù) 6.計算應力循環(huán)次數(shù) 7.由機械設計圖10-19取接觸壽命系數(shù) 8.計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數(shù)s=

11、1） (2)計算 1.試算小齒輪分度圓直徑 2.計算圓周速度 3.計算齒寬b以及模數(shù)m 4計算載荷系數(shù)K 由，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù) 由表10-3得 由表10-4中硬面，非對稱布置，7級精度的 由表10-2得 5.按實際的動載荷系數(shù)校正分度圓直徑 6.計算模數(shù) c. 按齒根彎曲疲勞強度設計 公式為 （1）.確定公式內的各參數(shù)值 1.計算載荷系數(shù) 由機械設計圖10-13得 2.由機械設計圖10-20c查得齒輪彎曲疲勞極限 3.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 4.計算彎曲疲勞許用應力(s取1.4) 5.查取齒形系數(shù) 由機械設計表10-5查得 6.查取應力校正系數(shù) 由機

12、械設計表10-5查得 7.計算大小齒輪并比較 大齒輪數(shù)值大 （2）設計計算 對比結果，取。分度圓直徑 取30 所以大齒輪 D.幾何尺寸計算 1.分度圓直徑 2.中心距 3.計算齒輪寬度 取五 軸的計算（1）高速軸高速軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，取=1,3查機械設計基礎課程設計表9-50，選用YL凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為40。半聯(lián)軸器的孔徑d=18mmm。各軸段直徑：d12=18mm,d23=24mm,d34=28mm,d45=32mm,d56=36mm,d67=32mm,d78=25mm各軸段長度：l12=32mm

13、,l23=50mm,l34=24mm,l45=66mm,l56=46mm,l67=8mm,l78=25mm（2）中間軸因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要，求并根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的深溝球軸承6306，通常遞增10%-15%，可得：各軸段直徑：d12=25mm,d23=34mm,d34=44mm,d45=34mm,d56=25mm各軸段長度：l12=31mm,l23=64mm,l34=18mm,l4537.5mm,l56=31mm3）低速軸聯(lián)軸器的計算轉矩，取=1,3矩考慮到聯(lián)軸器，取32mm各軸段直徑：d12=32mm,d2338mm,d34=

14、40mm,d45=48mm,d56=55mm,d67=45mm,d78=40mm各軸段長度：l12=56mm,l23=45mm,l34=31mm,l45=52.5mm,l56=10mm,l67=60mm,l78=35mm六 MATLAB計算高速級齒輪計算 = 已知條件 = 主動輪傳遞功率 P1 = 2.510 Kw 主動輪轉速 n1 = 360.000 r/min 傳動比 i = 4.040 載荷系數(shù) K = 1.600 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) Fd = 0.800 小齒輪調質/正火硬度HBS1 = 270 大齒輪調質/正火硬度HBS2 =

15、240 小齒輪齒根彎曲許用應力 CFP1 = 296.600 MPa 大齒輪齒根彎曲許用應力 CFP2 = 285.200 MPa 小齒輪齒數(shù) z1 = 25 大齒輪齒數(shù) z2 = 101 輸入齒輪螺旋角(度) Bat = 0 小齒輪齒形系數(shù) Yfs1 = 4.246 大齒輪齒形系數(shù) Yfs2 = 3.834 小齒輪齒面接觸許用應力 CHP1 = 660.000 MPa 大齒輪齒面接觸許用應力 CHP2 = 615.000 MPa 主動輪傳遞的轉矩 T1 = 66.585 NM * 按照齒根彎曲強度校核 ! 滿足齒根彎曲強度! = 輸出齒輪傳動參數(shù)的設計結果 = 小齒輪齒數(shù) Z1 = 25 大

16、齒輪齒數(shù) Z2 = 101 齒輪副模數(shù) Mn = 2.50 mm 齒輪副螺旋角 Bata = 0.000 度 齒輪副中心距 a = 148.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 58.730 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 237.270 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 63.730 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 242.270 mm 小齒輪寬度 b1 = 54 mm 大齒輪寬度 b2 = 48 mm低速級齒輪計算 * 低速級直齒圓柱齒輪傳動設計 * = 已知條件 = 主動輪傳遞功率 P1 = 2.260 Kw 主動輪轉速 n1 = 76.390 r/min 傳動比 i = 3

17、.110 載荷系數(shù) K = 1.600 齒高系數(shù) ha* = 1.000 頂隙系數(shù) c* = 0.250 齒寬系數(shù) Fd = 0.800 小齒輪調質/正火硬度HBS1 = 270 大齒輪調質/正火硬度HBS2 = 240 小齒輪齒根彎曲許用應力 CFP1 = 296.600 MPa 大齒輪齒根彎曲許用應力 CFP2 = 285.200 MPa 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = 30 大齒輪齒數(shù) z2 = 93 輸入齒輪螺旋角(度) Bat = 0 小齒輪齒形系數(shù) Yfs1 = 4.148 大齒輪齒形系數(shù) Yfs2 = 3.845 小齒輪齒面接觸許用應力 CHP1 = 660.000 MPa 大齒輪齒面

18、接觸許用應力 CHP2 = 615.000 MPa 主動輪傳遞的轉矩 T1 = 282.537 NM * 按照齒根彎曲強度校核 ! 滿足齒根彎曲強度! = 輸出齒輪傳動參數(shù)的設計結果 = 小齒輪齒數(shù) Z1 = 30 大齒輪齒數(shù) Z2 = 93 齒輪副模數(shù) Mn = 4.00 mm 齒輪副螺旋角 Bata = 0.000 度 齒輪副中心距 a = 198.000 mm 小齒輪分度圓直徑 d1 = 96.585 mm 大齒輪分度圓直徑 d2 = 299.415 mm 小齒輪齒頂圓直徑 da1 = 104.585 mm 大齒輪齒頂圓直徑 da2 = 307.415 mm 小齒輪寬度 b1 = 84

19、mm 大齒輪寬度 b2 = 78 mm 高速軸計算ans =滿足軸的彎扭組合強度要求 = 軸彎扭組合強度計算 = 軸的最小直徑 D = 21.000 mm 齒輪傳遞的圓周力 Ft = 2267.000 N 徑向力 Fr = 825.000 N H面-A支座反力 Fah = 580.000 N B支座反力 Fbh = 1687.000 N 彎矩 Mch = 94540.000 Nmm V面-A支座反力 Fav = 211.000 N B支座反力 Fbv = 614.000 N 彎矩1 Mcv1 = 34393.000 Nmm 彎矩2 Mcv2 = 34384.000 Nmm 合成彎矩1 Mc1

20、= 100602.000 Nmm 合成彎矩2 Mc2 = 100599.000 Nmm 大齒輪傳遞轉距 T2 = 66585.000 Nm 軸危險截面的當量彎矩 Me = 108244.00 Nm 彎扭組合強度需要的軸徑 De = 27.54 mm 軸危險截面的實際直徑 Dc = 36.00 mm中間軸計算ans =滿足軸的彎扭組合強度要求 = 中間軸彎扭組合強度計算 = 軸的最小直徑 d = 30.000 mm 齒輪傳遞的圓周力 ft2 = 779.000 N 齒輪傳遞的圓周力 ft3 = 2097.000 N 徑向力 fr2 = 284.000 N 徑向力 fr3 = 763.000 N

21、H面A支座反力 fah2 = 1303.000 N H面B支座反力 fbh2 = 1573.000 N 彎矩1 mch1 = 82089.000 Nmm 彎矩2 mch2 = 89581.250 Nmm V面A支座反力 fav2 = 474.000 N V面B支座反力 fbv2 = 573.000 N 彎矩1 mcv1 = 29862.000 Nmm 彎矩2 mcv2 = 39393.750 Nmm 合成彎矩1 mc1 = 87352.000 Nmm 合成彎矩2 mc2 = 97860.000 Nmm 大齒輪傳遞轉距 t2 = 95653.000 Nmm 軸危險截面的當量彎矩 me1 = 10

22、4519.00 Nmm 軸危險截面的當量彎矩 me2 = 113448.00 Nmm 彎扭組合強度需要的軸徑 de1 = 29.81 mm 彎扭組合強度需要的軸徑 de2 = 30.64 mm 軸危險截面的實際直徑 dc1 = 34.00 mm 軸危險截面的實際直徑 dc2 = 34.00 mm低速軸計算ans =滿足軸的彎扭組合強度要求 = 軸彎扭組合強度計算 = 軸的最小直徑 D = 35.000 mm 齒輪傳遞的圓周力 Ft = 5851.000 N 徑向力 Fr = 2130.000 N H面-A支座反力 Fah = 3267.000 N B支座反力 Fbh = 2584.000 N

23、彎矩 Mch = 334050.750 Nmm V面-A支座反力 Fav = 1189.000 N B支座反力 Fbv = 941.000 N 彎矩1 Mcv1 = 121575.250 Nmm 彎矩2 Mcv2 = 121624.250 Nmm 合成彎矩1 Mc1 = 355486.000 Nmm 合成彎矩2 Mc2 = 355503.000 Nmm 大齒輪傳遞轉距 T2 = 282537.000 Nm 軸危險截面的當量彎矩 Me = 393853.00 Nm 彎扭組合強度需要的軸徑 De = 42.36 mm 軸危險截面的實際直徑 Dc = 48.00 mm高速軸軸承計算ans =以軸承B

24、作為計算依據(jù) = 深溝球軸承壽命計算 = 6305軸承額定動載荷 c6r = 22200 N 額定靜載荷 c60r = 11500 N 判斷參數(shù) ea6 = 0.200 徑向載荷系數(shù) x6a = 1.00 軸向載荷系數(shù) y6a = 0.00 當量動載荷 p6a = 1795 N 軸承壽命 lh6a = 25950 h中間軸軸承計算ans =以軸承A作為計算依據(jù)= 深溝球軸承壽命計算 = 6305軸承額定動載荷 c6r = 22200 N 額定靜載荷 c60r = 11500 N 判斷參數(shù) ea6 = 0.200 徑向載荷系數(shù) x6a = 1.00 軸向載荷系數(shù) y6a = 0.00 當量動載荷

25、 p6a = 668 N 軸承壽命 lh6a = 188814 h低速軸軸承計算ans =以軸承A作為計算依據(jù) = 深溝球軸承壽命計算 = 6306軸承額定動載荷 c6r = 27000 N 額定靜載荷 c60r = 15200 N 判斷參數(shù) ea6 = 0.200 徑向載荷系數(shù) x6a = 1.00 軸向載荷系數(shù) y6a = 0.00 當量動載荷 p6a = 3477 N 軸承壽命 lh6a = 30270 h 高速級齒輪MATLAB計算程序>> disp ' * 高速級直齒圓柱齒輪傳動設計 *'disp '(注意：以下輸入的齒輪傳遞形式的標識字符要用大寫

26、,并用單引號括起)'SJ=input(' 選擇傳遞形式：高速級-GJ;低速級-DJ =');P1=input(' 小齒輪傳遞功率(kW) P1= ');N1=input(' 小齒輪轉速(r/min N1= ');I =input(' 傳動比 I= ');K =input(' 載荷系數(shù) K=');hd = pi/180 ; Ha = 1.0 ; Ca = 0.25;m = 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12 16 20 25 32 ; % 優(yōu)先選用第一系列disp '(注

27、意：以下輸入的齒輪材料和齒面硬度類別的標識字符要用大寫,并用單引號括起)'CL = input(' 選擇齒輪材料：碳鋼-TG;合金鋼-HG = ');CM = input(' 選擇齒面硬度類別：硬齒面-YC;軟齒面-RC = ');disp ' 齒寬系數(shù)的選擇參考：'disp ' 對稱布置-軟齒面 0.8-1.4;硬齒面 0.4-0.9'disp ' 非對稱布置-軟齒面 0.6-1.2;硬齒面 0.3-0.6'disp ' 懸臂布置-軟齒面 0.3-0.4;硬齒面 0.2-0.25'Fd =

28、 input(' 選擇齒寬系數(shù)： Fd = ');disp ' = 已知條件 ='fprintf (1,' 主動輪傳遞功率 P1 = %3.3f Kw n',P1) fprintf (1,' 主動輪轉速 n1 = %3.3f r/min n',N1) fprintf (1,' 傳動比 i = %3.3f n',I) fprintf (1,' 載荷系數(shù) K = %3.3f n',K) fprintf (1,' 齒高系數(shù) ha* = %3.3f n',Ha) fprintf (1,

29、9; 頂隙系數(shù) c* = %3.3f n',Ca) fprintf (1,' 齒寬系數(shù) Fd = %3.3f n',Fd)disp '(注意：以下輸入齒面熱處理硬度是數(shù)值)'if CL = 'TG' disp ' 齒輪材料-碳鋼' if CM = 'YC' disp ' 齒面硬度類別-硬齒面' HRC1 = input(' 輸入小齒輪感應淬火硬度HRC1 = '); HRC2 = input(' 大齒輪感應淬火硬度HRC2 = '); CHM1 = 11*HR

30、C1+610 ; CHM2 = 11*HRC2+610; CFM1 = 380 ; CFM2 = 380; elseif CM = 'RC' disp ' 齒面硬度類別-軟齒面' HBS1 = input(' 輸入小齒輪調質/正火硬度HBS1 = '); HBS2 = input(' 大齒輪調質/正火硬度HBS2 = '); CHM1 = (9*HBS1+3750)/10 ; CHM2 = (9*HBS2+3750)/10; CFM1 = (2*HBS1+675)/5 ; CFM2 = (2*HBS2+675)/5; endels

31、eif CL = 'HG' disp ' 齒輪材料-合金鋼' if CM = 'YC' disp ' 齒面硬度類別-硬齒面' CHM1 = 1500 ; CHM2 = 1500; CFM1 = 460 ; CFM2 = 460; elseif CM = 'RC' disp ' 齒面硬度類別-軟齒面' HBS1 = input(' 輸入小齒輪調質/正火硬度HBS1 = '); HBS2 = input(' 大齒輪調質/正火硬度HBS2 = '); CHM1 = (10*

32、HBS1+1700)/6 ; CHM2 = (10*HBS2+1700)/6; CFM1 = (19*HBS1+9700)/50; CFM2 = (19*HBS2+9700)/50; endenddisp '(注意：以下輸入的齒輪傳動方向類別的標識字符要用大寫,并用單引號括起)'FX = input(' 選擇齒輪傳動方向：單向傳動-DX;雙向傳動-SX = ');if FX = 'DX' disp ' 齒輪單向傳動' CFP1 = 1.4*CFM1 ; CFP2 = 1.4*CFM2;elseif FX = 'SX'

33、; disp ' 齒輪雙向傳動' CFP1 = CFM1 ; CFP2 = CFM2;endfprintf (1,' 小齒輪齒根彎曲許用應力 CFP1 = %3.3f MPa n',CFP1)fprintf (1,' 大齒輪齒根彎曲許用應力 CFP2 = %3.3f MPa n',CFP2)disp '(注意：以下輸入齒輪齒數(shù)是數(shù)值)'if CM = 'YC' disp ' 閉式硬齒面齒輪傳動小齒輪齒數(shù)范圍是：19-20' Z1 = input(' 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = ');e

34、lseif CM = 'RC' disp ' 閉式軟齒面齒輪傳動小齒輪齒數(shù)范圍是：20-30' Z1 = input(' 輸入小齒輪齒數(shù) z1 = ');endZ2 = round(I*Z1);fprintf (1,' 大齒輪齒數(shù) z2 = %3.0f n',Z2) U= Z2/Z1;disp ' 初選斜齒輪螺旋角的范圍是9-10度,直齒輪是0度'disp ' 經過試算,如果螺旋角超過15度,重新初選的范圍是16-17度'disp ' 經過試算,如果螺旋角超過25度,重新初選的范圍是26-2

35、7度'BAT = input(' 輸入齒輪螺旋角(度) Bat = ');BATR = BAT*hd;ZV1 = Z1/(cos(BATR)3 ; ZV2 = U*ZV1;YFS1 = ZV1/(0.269118*ZV1-0.840687);YFS2 = ZV2/(0.269118*ZV2-0.840687);fprintf (1,' 小齒輪齒形系數(shù) Yfs1 = %3.3f n',YFS1) fprintf (1,' 大齒輪齒形系數(shù) Yfs2 = %3.3f n',YFS2) if YFS1/CFP1 > YFS2/CFP2 YF

36、CP = YFS1/CFP1;else YFCP = YFS2/CFP2;endCHP1= 0.9*CHM1 ; CHP2 = 0.9*CHM2;fprintf (1,' 小齒輪齒面接觸許用應力 CHP1 = %3.3f MPa n',CHP1)fprintf (1,' 大齒輪齒面接觸許用應力 CHP2 = %3.3f MPa n',CHP2)if CHP1 > CHP2 CHP = CHP2;else CHP = CHP1;endAa,Ad,Am = ADM(BAT); % 根據(jù)螺旋角查詢齒輪強度計算系數(shù)T1= 9550*P1/N1;fprintf (1

37、,' 主動輪傳遞的轉矩 T1 = %3.3f NM n',T1)if CM = 'YC' disp ' 硬齒面齒輪傳動-按照齒根彎曲強度確定齒輪模數(shù)' Mj = Am*(K*T1*YFCP/(Fd*Z12)(1/3); for i = 1 : 15 if Mj <= m(i) Mn = m(i) ; break end end Aj = Mn*(Z1+Z2)/(2*cos(BATR); A = round(Aj/2+0.5)*2;elseif CM = 'RC' disp ' 軟齒面齒輪傳動-按照齒面接觸強度確定齒輪

38、直徑' Dj = Ad*(K*T1*(U+1)/(Fd*U*CHP2)(1/3); Aj = Dj*(1+U)/(2*cos(BATR); A =round(Aj/2+0.5)*2; Mj = 2*A*cos(BATR)/(Z1+Z2); for i = 1 : 15 if Mj <= m(i) Mn = m(i) ; break end endendfprintf (1,' ( 中心距計算值 Aj = %3.3f mm )n',Aj)fprintf (1,' ( 中心距圓整值 A = %3.3f mm )n',A)if BAT < 8 BA

39、TA = 0;else BA = Mn*(Z1+Z2)/(2*A); fprintf (1,' ( 螺旋角余弦值 Ba = %3.3f )n ',BA) if BA >= 1 disp ' 無法計算螺旋角,需要增大中心距!' DT = round(Mn*(Z1+Z2)-2*A)/2)*2+2; A= A+DT; BAA = Mn*(Z1+Z2)/(2*A); fprintf (1,' * 增大齒輪傳動中心距后的螺旋角余弦值 = %3.3f n',BAA) end BATj = acos(Mn*(Z1+Z2)/(2*A); BATA = BA

40、Tj/hd;end BATj = acos(Mn*(Z1+Z2)/(2*A); BATA = BATj/hd;D1= Mn*Z1/(cos(BATj);Aa,Ad,Am = ADM(BATA); % 根據(jù)螺旋角查詢齒輪強度計算系數(shù)if CM = 'YC' disp ' * 按照齒面接觸強度校核 !' Dx = Ad*(K*T1*(U+1)/(Fd*U*CHP2)(1/3); if Dx <= D1 disp ' 滿足齒面接觸強度!' else fprintf (1,' ( 按照齒面接觸強度需要的小齒輪分度圓直徑 Dx = %3.3f

41、 mm )n',Dx) disp ' 不滿足齒面接觸強度,需要重新計算!' Aj = Dx*(1+U)/(2*cos(BATR); A = round(Aj/2+0.5)*2+2; Mj = 2*A*cos(BATR)/(Z1+Z2); for i = 1 : 15 if Mj <= m(i) Mn = m(i) ; break end end BA = Mn*(Z1+Z2)/(2*A); fprintf (1,' ( 螺旋角余弦值 Ba = %3.3f )n ',BA) if BA >= 1 disp ' 無法計算螺旋角,需要增大中

42、心距!' DT = round(Mn*(Z1+Z2)-2*A)/2)*2+2; A = A+DT; BAA = Mn*(Z1+Z2)/(2*A); fprintf (1,' * 增大齒輪傳動中心距后的螺旋角余弦值 = %3.3f n',BAA) end BATj = acos(Mn*(Z1+Z2)/(2*A); BATA = BATj/hd; end BATj = acos(Mn*(Z1+Z2)/(2*A); BATA = BATj/hd;elseif CM = 'RC' disp ' * 按照齒根彎曲強度校核 !' ZV1 = Z1/(

43、cos(BATj)3 ; ZV2 = U*ZV1; YFS1 = ZV1/(0.269118*ZV1-0.840687); YFS2 = ZV2/(0.269118*ZV2-0.840687); if YFS1/CFP1 > YFS2/CFP2 YFCP = YFS1/CFP1; else YFCP = YFS2/CFP2; end Mx = Am*(K*T1*YFCP/(Fd*Z12)(1/3); if Mx <= Mj disp ' 滿足齒根彎曲強度!' else fprintf (1,' ( 按照齒根彎曲強度需要的齒輪模數(shù) Mx = %3.3f mm )n',Mx) disp ' 不滿足齒根彎曲強度,需要重新計算!' for i = 1 : 15 if Mx <= m(i) Mn = m(i) ; break end end Aj = Mn*(Z1+Z2)/(2*cos(BAT