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北京工業(yè)大學耿丹學院 畢業(yè)設計(論文) 基于Solidwork的行星齒輪的三維建模與運動仿真 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪的幾何軸線繞著固定位置轉動圓周運動的傳動，變速器通常和若干行星輪和傳遞載荷的作用，為了使功率分流。漸開線行星齒輪傳動具有以下優(yōu)點：傳動比大，結構緊湊，體積小、質量小，效率高，噪音低，運轉平穩(wěn)，因此被廣泛應用于冶金，工程機械，起重，運輸，航空，機床，電氣機械及國防工業(yè)等部門，作為減速、變速或增速的齒輪傳動裝置 NGW型行星齒輪傳動機構的傳動原理：當高速軸由電機驅動，帶動太陽輪，然后帶動行星輪轉動，內齒圈固定，然后帶動行星架輸出運動的，在行星架上的行星輪既自轉和公轉，具有相同的結構。二級，三級或多級傳輸。NGW型行星齒輪傳動機構主要由太陽齒輪，行星齒輪，內齒圈，行星架，命名為基本成分后，也被稱為zk-h型行星齒輪傳動機構。 本設計是基于行星齒輪結構設計的特點，和SolidWorks三維建模和運動仿真。行星齒輪和各種類型的特性的比較，確定方案；其次根據輸入功率，相應的輸出轉速，傳動比的傳動設計、總體結構設計；三維建模并最終完成了SolidWorks，和模型的裝配，并完成了傳動部分的運動仿真和運動分析。 關鍵詞： 行星齒輪減速器、運動仿真、裝配、三維建模 Abstract Planetary gear reducer is driving a at least one gear geometric axis rotated around a circular motion of fixed position, the transmission is usually and planetary gear and transfer load, in order to make the power split. Involute planetary gear transmission has the following advantages: large transmission ratio, compact structure, small volume, small mass, high efficiency, low noise, smooth operation, so it is widely used in metallurgy, engineering machinery, lifting, transportation, aviation, machine tools, electrical machinery and defense industry and other departments, as gear reducer, gear or the growth The transmission principle of NGW type planetary gear transmission mechanism: when the high-speed shaft driven by a motor, to drive the sun gear, and the planet wheel is driven to rotate, the inner gear ring is fixed, and then drives the planetary frame outputting motion, on the planet carrier planet wheel both rotation and revolution, has the same structure. The two level, three level or multilevel transmission. The NGW type planetary gear transmission mechanism mainly consists of a sun gear, planet gear, inner gear ring, a planetary frame, named after the basic components, also known as the ZK-H type planetary gear transmission mechanism. This design is the design of planetary gear structure based on SolidWorks, and 3D modeling and motion simulation. Comparison of characteristics of planetary gears, and various types of determination scheme; secondly according to the input power, the output speed of the overall design, transmission design, ratio; 3D modeling and finished SolidWorks, assembly and model, and the motion simulation and motion analysis of the transmission part. Keywords: planetary gear reducer, assembly, motion simulation, 3D modeling 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 第1章 緒論 5 1.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向 5 1.2 SOLIDWORKS行星齒輪的選題分析及設計內容 6 1.3 主要的工作內容 6 第2章 NGW型行星輪減速器方案確定 8 2.1 機構簡圖的確定 8 2.2 周轉輪系部分的選擇 8 2.3 NGW型行星輪減速器方案確定 8 2.4 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定 11 第3章 NGW型行星減速器結構設計 13 3.1 基本參數(shù)要求與選擇 13 3.1.1 基本參數(shù)要求 13 3.1.2 電動機的選擇 13 3.2 方案設計 13 3.2.1 機構簡圖 13 3.2.2 齒形及精度 14 3.2.3 齒輪材料及性能 14 3.3 齒輪的計算與校核 15 3.3.1 配齒數(shù) 15 3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) 15 3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m 18 3.3.4 齒輪疲勞強度校核 19 3.4 軸上部件的設計計算與校核 25 3.4.1 軸的計算 25 3.4.2 行星架設計 30 3.5 鍵的選擇與校核 34 3.5.1 鍵的選擇 34 3.5.2 鍵的校核 35 3.6 聯(lián)軸器的選擇 36 3.7 箱體尺寸及附件的設計 37 第4章 SOLIDWORKS的建模與運動仿真 42 4.1 建模軟件的介紹 42 4.2 行星齒輪機構的建模 42 4.2.1 對行星齒輪的建模 42 4.2.2 行星齒輪其他部件的建模 44 4.3 行星齒輪機構的虛擬裝配 46 4.4 裝配體的實現(xiàn) 57 4.5 減速機的運動仿真 59 4.5.1 仿真一般步驟 59 4.5.2 機構運動分析的任務和方法 60 4.5.3 運動的生成 61 4.5.4 運動分析 61 總 結 63 參考文獻 64 致 謝 65 第1章 緒論 1.1 國內外的研究狀況及其發(fā)展方向 國內對行星齒輪傳動比較深入的研究最早開始于 20 世紀 60 年代后期， 20 世紀70 年代制定了 NGW 型漸開線行星齒輪減速器標準系列 JB1799-1976。一些專業(yè)定點廠已成批生產了 NGW 型標準系列產品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車電站燃氣輪機（3000KW）、高速氣輪機（500KW）和萬立方米制氧透平壓縮機（6300KW）的行星齒輪箱。低速大轉矩的行星齒輪減速器已成批生產，如礦井提升機的 XL-30 型行星齒輪減速器（800kW），雙滾筒采煤機的行星齒輪減速器（375kW）。 世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家，如： 日本、德國、英國、美國和俄羅斯等，對行星齒輪傳動的應用、生產和研究都十分重視，在結構化、傳動性能、傳遞功率、轉矩和速度等方面均處于領先地位；并出現(xiàn)了一些新型的傳動技術，如封閉行星齒輪傳動、行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代的機械傳動設備中獲得了成功的應用。 世界各先進工業(yè)國家，經由工業(yè)化、信息時代化，正在進入知識化時代，行星齒輪傳動在設計上日趨完善，制造技術不斷進步，使行星齒輪傳動已達到較高的水平。我國與世界先進水平雖存在明顯的差距，但隨著改革開放帶來設備引進、技術引進，在消化吸收國外先進技術方面取得很大的進步。目前行星齒輪傳動正在向以下幾個方面發(fā)展： 1）向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展。例如年產 300kt 合成氨透平壓縮機的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達 150m/s；日本生產了巨型船艦推進系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為 22065kW；大型水泥磨中所用 80/125型行星齒輪箱，輸出轉矩高達 4150kN m。在這類產品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤滑、零件材料與熱處理及高效率、長壽命、可靠性等一系列設計制造技術問題。 2）向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展。實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本構件都傳動并傳遞功率，這只要對原行星機構中固定的構件附加一個轉動（如采用液壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn)），就能成為變速器。 3）向復合式行星齒輪傳動發(fā)展。近年來，國外將蝸桿傳動、螺旋齒輪傳動、圓錐齒輪傳動與行星齒輪傳動組合使用，構成復合式行星齒輪箱。其高速級用前述各種定軸類型傳動，低速級用行星齒輪傳動，這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動，可實現(xiàn)大傳動比和大轉矩輸出等不同用途，充分利用各類型傳動的特點，克服各自的弱點，以適應市場上多樣化需要。 4）向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展。這類傳動主要用于大傳動比、小功率傳動。 1.2 SOLIDWORKS行星齒輪的選題分析及設計內容 本設計以本設計基于Solidworks便于交互及強大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設計總體布局，然后設置零部件，最后完成一個完整的設計。利用SOLIDWORKS模塊實現(xiàn)裝配中零部件的裝配、運動學仿真等功能。 行星齒輪減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動參數(shù)的選擇，設計問題一般是在給定傳動比和輸入轉矩的情況下，確定各輪的齒數(shù)，模數(shù)和齒寬等參數(shù)。其中優(yōu)化設計采用Solidworks自帶的模塊，，模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿真，對元件進行運動分析。 減速器作為獨立的驅動元部件，由于應用范圍極廣，其產品必須按系列化進行設計，以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對其輸人功率和傳動比的不同組合，可獲得相應的減速器系列。在以往的人工設計過程中，在圖紙上盡管能實現(xiàn)同一機座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用Solidworks工具來實現(xiàn)這一過程，不僅能完善上述工作，，方便設計操作，而且使系列產品的技術數(shù)據庫，圖形庫的建立、查詢成為可能，使設計速度加快。在設計過程中，我利用互聯(lián)網對本課題的各設計步驟與任務進行了詳細了解。采用計算機輔助設計的技術，利用Solidworks參數(shù)化建模動態(tài)仿真。 1.3 主要的工作內容 1. 設計計算部分：分析行星齒輪機構傳動方案；并通過計算分析，確定行星輪系齒輪的齒數(shù)、模數(shù)和軸、行星架的各項參數(shù)，校核齒輪的接觸和彎曲強度；完成內外嚙合齒輪、軸、行星架的設計計算；在整機設計開發(fā)背景下，結合運動參數(shù)完成建模。 2. 工程仿真分析部分：本論文利用三維軟件Solidworks對行星輪減速器進行三維建模，并完成與整機的裝配；利用Solidworks減速器機構模型進行全局運動仿真，對內外嚙合齒輪傳動進行運動學分析。 第2章 NGW型行星輪減速器方案確定 NGW型行星齒輪減速器的工作過程和結構 2.1 機構簡圖的確定 減速器傳動比i=5.4,故屬于1級NGW型行星傳動系統(tǒng)。 查《漸開線行星齒輪傳動設計》書表4-1確定=2或3。從提高傳動裝置承載力，減小尺寸和重量出發(fā)，取=3。 計算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=1 2.2 周轉輪系部分的選擇 周轉輪系的類型很多，按其基本構件代號可分為2Z-X、3Z和Z-X-F三大類(其中Z—中心輪)。其他各種復雜的周轉輪系，大抵可以看成這三類輪系的聯(lián)合貨組合機構。按傳動機構中齒輪的嚙合方式、又可分為許多傳動形式，如NGW型、 NW型、 NN型、WW型、ZUWGW型、 NGWN型、 N型等（其中N—內嚙合，W—外嚙合，G—公用齒輪，ZU—錐齒輪）。其傳動類型與傳動特點如表1-1。 2.3 NGW型行星輪減速器方案確定 NGW行星輪系由內外嚙合和公用行星輪組成。結構簡單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高；然而傳動比較小。但NGW性能多級串聯(lián)成傳動比打的輪系，這樣便克服了淡季傳動比較小的缺點。 表1-1行星齒輪傳動的類型與傳動特點 傳 動 類 型 機構簡圖 傳 動 特 性 應用特點 類 組 性 傳動比范圍 傳動比推薦值 傳遞功率KW 2Z-X 負 號 機 構 NGW 1.13 ~13.7 = 2.7~ 9 不限 廣泛地用于動力及輔助傳動中，工作制度不限，可作為減速、增速和差速裝置 軸向尺寸小，便于串聯(lián)多級傳動，工藝性好 NW 1~50 = 5~25 不限 >7時，徑向尺寸比NGW型小，可推薦采用 工作制度不限 NN 1700 一個行星輪時=30~100三個行星輪時<30 40 可用于短時、間斷性工作制動力傳動 轉臂X為從動時，當， 大于某值后，機構自鎖 3Z 負 號 機 構 NGWN 500 =20~100 100 結構很緊湊，適用于中小、功率的短時工作制傳動 工藝性差 當a輪從動時，達到某值后機構會自鎖，即0 2.4 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定 在行星輪系中，各齒輪齒數(shù)的選配需滿足下述四個條件。現(xiàn)以圖2-4所示的行星輪系為例，說明如下： 圖2-4 行星輪系參考圖 圖中，太陽輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。 （1）保證實現(xiàn)給定的傳動比 根據上面的行星輪系圖示，通過機械原理知識可以知道，因，故 （2）保證滿足同心條件 要行星輪系能正?；剞D，其三個基本構件的回轉軸線必須在同一直線上。因此，對于圖示的行星輪系來說，必須滿足下式 當采用標準漸開線直齒齒輪傳動或等變位齒輪傳動時，上式變?yōu)? 或 （3）保證安裝均布條件 為使各個行星輪都能夠正確均布地安裝在太陽輪和內齒之間，行星輪的數(shù)目與各輪之間齒數(shù)必須滿足一定的關系，否則將會因行星輪與太陽輪輪齒的干涉不能正確裝配（圖2-4所示）。下面就對為了使行星輪能均布且正確裝配，行星輪個數(shù)k與各輪齒數(shù)之間應滿足的關系進行分析。 （4）保證滿足鄰接條件 對于標準齒輪傳動： 式中，m為模數(shù)，為齒頂高系數(shù)。 以上式子說明的是在選擇各齒輪的齒數(shù)與行星輪個數(shù)時，所必需滿足的條件。 第3章 NGW型行星減速器結構設計 3.1 基本參數(shù)要求與選擇 3.1.1 基本參數(shù)要求 電動機功率：3KW 總傳動比：5.4 工作時間：15年（每年按300天計算，每天工作為12小時） 3.1.2 電動機的選擇 根據工作功率與要求選擇電動機為：YB2S-6 各項參數(shù)為：額定功率：P=3KW 轉速： n=960r/min 工作效率：=83% 3.2 方案設計 3.2.1 機構簡圖 圖2-4機構簡圖設計 圖中，太陽輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。 遵循以上原則, 通過配齒計算, 確定該兩級NGW行星齒輪減速機的主要參數(shù)見表1。各級齒輪采用相同的材料及熱處理工藝, 精度6級。 表1 主要設計參數(shù)表 齒數(shù) 傳動比 第一級 太陽輪 20 5.4 行星輪 34 內齒輪 88 減速器的傳動比為5.4， NGW行星輪部分 3.2.2 齒形及精度 因屬于低速運動，采用壓力角=20 的直齒輪傳動，精度等級為6級。 3.2.3 齒輪材料及性能 高速機太陽輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。高速級部分采用軟齒面。兩級材料分別如表3-1。 疲勞極限бHlim 和бFlim 查書【1】圖10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）選取，行星輪的бFlim 是乘以0.7后的數(shù)值。 表3-1 齒輪材料及性能 齒輪 材料 熱處理 бHlim (N/mm) бFlim (N/mm) 加工精度 太陽輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC58~62 1400 375 6級 行星輪 267.5 內齒輪 40Cr 調質 HB262~286 650 275 7級 3.3 齒輪的計算與校核 3.3.1 配齒數(shù) 表1 主要設計參數(shù)表 齒數(shù) 傳動比 第一級 太陽輪 20 5.4 行星輪 34 內齒輪 88 3.3.2 初步計算齒輪主要參數(shù) （1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級 ① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度 因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械基礎》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。 ② 精度等級初選 減速器為一般齒輪傳動，圓周速度不會太大，根據《機械設計學基礎》P145表5－7，初選8級精度。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強度決定，其設計公式為： ① 確定載荷系數(shù)K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。 接觸疲勞許用應力 ?。┙佑|疲勞極限應力 由《機械設計學基礎》P150圖5－30中的MQ取值線，根據兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調質處理后的極限應力為 =600MPa , =560MPa ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN 應力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jth 工作壽命每年按300天，每天工作2×8小時，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 查《機械設計學基礎》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1=1.02 ZN2=1.15 ⅲ) 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)SHmin 查《機械設計學基礎》P151表5－10，得SHmin＝1 ⅳ）計算接觸疲勞許用應力。 將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得 ⅶ）齒寬系數(shù) 由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?，查《機械基礎》P326表14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為0.8～1.1。取。 ⅵ）計算小齒輪直徑d1 由于，故應將代入齒面接觸疲勞設計公式，得 ④ 圓周速度v 查《機械設計學基礎》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動選用9級精度。 （1）用【5】式（6-6）進行計算式中系數(shù)， 、、K、如表3-2 u=29/19, 電動機效率，電機與輸入軸間彈性柱銷聯(lián)軸器之間的效率為。 則輸入功率：= 則太陽輪的傳遞扭矩為 T== (3-5) 直齒輪算式系數(shù)，則太陽輪分度圓直徑 （3-6） 表3-2接觸強P度有關系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 K 使用系數(shù) 查書【5】表6-5，輕微沖擊 1.25 行星輪間載荷分配 不均系數(shù) 查書【5】表7-2行星架浮動， 6級精度 1.20 K 綜合系數(shù) n=3,高精度，硬齒面 1.80 齒寬系數(shù) 查書【5】表6-6 0.7 3.3.3 按彎強度曲初算模數(shù)m 因為取和中的較小值 = （3-7） 則=293.25N/mm 則齒數(shù)模數(shù)的出算公式為： 查書【2】10-1取模數(shù)m=2.5mm. ① 其他幾何尺寸的計算（，） 其他幾何尺寸的計算（，） 齒頂高 由于正常齒輪， 所以 齒根高 由于正常齒 所以 全齒高 1. 幾何尺寸計算： 將分度圓、齒頂圓、齒根圓、齒寬列于表3-3 表3-3 高速級齒輪基本幾何尺寸 單位：mm 齒輪 齒數(shù) 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 太陽輪 20 50 55 43.75 34 行星輪 34 85 90 78.75 34 內齒輪 88 220 225 213.75 34 表3-4 接觸強度有關系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 算式系數(shù) 直齒輪 12.1 行星輪間載荷 分配系數(shù) 1.3 綜合系數(shù) 查【5】表6-4高精度 1.6 齒形系數(shù) 查書【5】6-25 2.84 2.54 3.3.4 齒輪疲勞強度校核 （1）外嚙合 查書【5】式6-19、6-20, 計算接觸應力,用式6-21計算其需用應力,式中的參數(shù)和數(shù)值如表3-4 表3-4外嚙合接觸強度有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 使用系數(shù) 按中等沖擊查【5】表6-5 1.25 動載系數(shù) 6級精度，查【5】圖6-5b 1.01 齒向載荷 分布系數(shù) 查書【4】圖6-7（a）（b）（c）得=0.31 1.065 齒間載荷 分布系數(shù) 查【4】表6-9，六級精度 1 行星輪間載 荷分布系數(shù) 行星架浮動，查【5】表7-2 1.20 節(jié)點 區(qū)域系數(shù) 2.5 彈性系數(shù) 查【5】表6-17 189.8 重合度系數(shù) 查【4】6-10得， 0.90 螺旋角系數(shù) 直齒，=0 1 分度圓上 切向力 685.7N b 工作齒寬 17 u 齒數(shù)比 1.526 壽命系數(shù) 按工作15年，每年工作300天，每天12小時計算 ，按 【5】圖6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-10 1 潤滑油系數(shù) 查【4】圖6-17 1.03 速度系數(shù) 查【5】圖6-20， 0.95 粗超度最小 安全系數(shù) 查【5】圖6-21 1.01 工作硬化系數(shù) 內齒輪均為硬齒面，查【5】圖6-22 1 尺寸系數(shù) 查【4】表6-15 1 最小安全系數(shù) 按高可靠度，查【5】表6-22 1.25 接觸應力基本值 （3-10） 接觸應力 （3-11） 許用接觸應力: / = （3-12） 故,接觸強度通過 （2） 齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞應力及許用應力 用書【5】6-34,、6-35、6-35、6-36計算并分別對太陽輪和行星輪進行校核。各項參數(shù)如表3-5 表3-5 外嚙合齒根彎曲強度有關參數(shù)和系數(shù) 代號 名稱 說明 取值 齒向載荷分布系數(shù) 1.054 齒間載荷分布系數(shù) 1 行星輪載荷分布系數(shù) 按【5】式7-43 1.3 太陽輪齒形分配敘述 x=0,z=19,查【5】6-25 2.84 行星輪齒形分布系數(shù) x=0,,查【5】圖6-25 2.54 太陽輪應力修正系數(shù) 查【5】圖6-27 1.57 太陽輪應力修正系數(shù) 查【5】圖6-27 1.72 重合度系數(shù) 查【5】式6-40， 0.72 彎曲壽命能夠系數(shù) N>3 1 試驗齒輪應力修正系數(shù) 按所給區(qū)域圖取 2 太陽輪齒根圓角敏感系數(shù) 查【5】圖6-35 0.96 行星齒輪齒根圓角敏感系數(shù) 查【5】圖6-35 0.97 齒根表面形狀系數(shù) ，查【5】圖6-35 1.045 最小安全系數(shù) 按高可靠度，查【5】表6-8 1.6 ①太陽輪： 彎曲應力基本值： = （3-13） 彎曲應力： =.....Y= （3-14） 故<, 彎曲強度通過 ② 行星輪 =../bm=103.79N/mm =./ = =..... = 故<,彎曲強度通過 （2）內嚙合 ① 齒輪接觸疲勞強度 、仍用【5】式（6-19）、（6-20）、（6-21）計算，其中與外嚙合取值，不同的參數(shù)為u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11 =....Z （3-15） （3-16） =mm （3-17） 故 < ②齒根彎曲疲勞強度 只需計算內齒輪，計算公式仍為書【5】（6-34）、（6-35）和式6-36，其中取值與外嚙合不同的系數(shù)：，，=0.683 = 1.02 =1.045 = （3-18） =..... = (3-19) =./ = (3-20) 故<,彎曲強度通過 3.4 軸上部件的設計計算與校核 3.4.1 軸的計算 3.4.1.1輸出軸 1.輸出軸上的功率 (為齒輪嚙合效率) 2..求齒輪上的力 2.初步確定軸的最小直徑 先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理 根據表【1】式（15-3），取,于是得 軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑dⅠ-Ⅱ,為了所選軸直徑孔徑相適，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器查 【1】表14-1，取，則 （3-47） 按計算轉矩小于聯(lián)軸器公轉轉矩條件，查【6】表11-17，ZL3彈性柱銷齒式聯(lián)軸器dⅠ=38，半聯(lián)軸器長度L=82,半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度L1=60。 3.軸的結構設計 (1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸端有段需制造出軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應該L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=58mm。 2）初選滾動軸承。應為軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm. 端右滾動軸承采用軸肩進行的軸向定位。有手冊上查的6010軸間高度，h=3,因此選取dⅥ-Ⅶ=56。 1） 取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=54,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm ,為了使套筒斷面可靠的緊壓齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm ,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=64mm 。軸環(huán)寬度取10mm。 2） 軸承端蓋的總寬度為21mm (由減速器及軸承端蓋的結構設計而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。 3） 取齒輪距箱體的內壁之間的距離a=10.5,. (2)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平減連接。由書【1】表6-1查的平鍵截面,鍵槽用槽銑刀加工，長度為50mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同時半聯(lián)軸器的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處的直徑尺寸公差為m6。 4.求軸上的載荷 首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。軸承的支點位置為滾動軸承的中點位置。，因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面為 H面，垂直面為 V面。 圖3-3 軸的載荷分析圖 3 , （3-47） , （3-48） 代入數(shù)值可得： 則截面C處的 ,代入數(shù)值可得， N （3-49） 總彎矩： （3-50） （3-51） 5.按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據書【1】式（15-5）及上表中的數(shù)據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取，軸的計算應力 (3-52) 前已選定軸的材料為40Cr,調質處理，由【1】表15-1查得，，故 < 3.4.1.2輸入軸 1．輸入軸上的功率、轉速、和轉矩 =2.465kw，=960r/min，=8.413N.m 2．求作用在齒輪上的力 3. 初步確定軸的最小直徑 先按書【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調質處理 根據表【1】式（15-3），取,于是得 (3-53) 4．軸的結構設計 按照輸入軸的設計方法各段軸的大小、長度如圖3-4所示 選滾動軸承型號為 ：6005 (單位為mm) 聯(lián)軸器處鍵槽： 3.4.1.3滾動軸承的壽命校核 1．求軸向力與徑向力的比值 根據【1】表13-5 ,滿足壽命要求。 3.4.2 行星架設計 因為單臂式行星架結構簡單，可容納較多的行星輪，所以選擇單臂式行星架。軸與孔之見采用過盈配合（），用溫差裝配，配合長度為1.5d-2.5d范圍內取，取配合長度為20mm。取左端與齒輪軸配合長度為20mm,孔與軸之間采用間隙配合。基本幾何參數(shù)如圖3-7所示 （三）、滾動軸承選擇 2、高速軸軸承的校核 ①根據軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 1、低速軸軸承的校核 ①根據軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 查設計手冊知e=0.31 查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 3.5 鍵的選擇與校核 3.5.1 鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 3.5.2 鍵的校核 3.6.2.1 鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 3.6.2.2鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 3.6 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm （6）潤滑與密封 ① 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 ② 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內充填油脂來潤滑。 ③ 潤滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。 ④ 密封方法的選取 箱內密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。 3.7 箱體尺寸及附件的設計 采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下： 中心距a=154.5mm，取整160mm 總長度L： 總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm 箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm 箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm 箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm 箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm 箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm 扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm 軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm 凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm 軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4 低速軸上的軸承： d3=8，n＝4 檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm 檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4 啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個） 定位銷直徑d6（數(shù)量）： （2個） 齒輪圓至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 小齒輪端面至箱體內壁距離： ，取 ＝10mm 軸承端面至箱體內壁距離：當軸承脂潤滑時，＝10～15 ，取 ＝10 大齒輪齒頂圓至箱底內壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm 箱體內壁至箱底距離： ＝20mm 減速器中心高H： ，取H＝185mm。 箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內壁軸向距離L2： 兩側軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設計 （1）檢查孔和蓋板 查《機械基礎》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為： A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm d4為M6，數(shù)目n＝4 R＝10 h＝3 A B A1 B1 A2 B2 h R n d L 115 90 95 70 75 50 3 10 4 M6 15 （2）通氣器 選用結構簡單的通氣螺塞，由《機械基礎》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： d D D1 S L l a D1 M22 1.5 32 25.4 22 29 15 4 7 （3）油面指示器 由《機械基礎》P482附錄31，取油標的尺寸為： 視孔 A形密封圈規(guī)格 （4）放油螺塞 螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）： d D0 L l a D S d1 M24 2 34 31 16 4 25.4 22 26 （5）定位銷 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。 ＝12+12＝24，取L＝25mm。 （6）起蓋螺釘 起蓋螺釘10mm，兩個，長度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。 （7）起吊裝置 箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查《機械基礎》P468附錄13， 取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）： d（D） d1(max) D1（公稱） d2(max) h1(max) h d4 M8 9.1 20 21.1 7 18 36 r1 r(min) l(公稱) a(max) b（max） D2（公稱min） h2(公稱min) 4 1 16 2.5 10 13 2.5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機械基礎》P444表20－7得， B=C1+C2=18+16=34mm H=0.8B=34*0.8=27.2mm h=0.5H=13.6mm r2 =0.25B=6.8mm b=2 =2*8=16mm 第4章 SOLIDWORKS的建模與運動仿真 4.1 建模軟件的介紹 目前中國市場的常見的三維CAD產品主要包括CATIA、PRO/E、UG NX、Solidworks、Inventor、Solid Edge、CAXA、Solid3000等產品。每個產品都有著自己的發(fā)展歷史和特點，在設計功能、模塊設置、操作方法、以及外圍產品等方面各有千秋。其中Solidworks、PRO/E、UG NX已經成為目前市場上的主流三維CAD產品。 由于SolidWorks操作簡單、方便，在同類產品中性價比更優(yōu)。與其它各種三維軟件兼容性好且具有高端三維機械設計軟件類似的功能，而且功能強大技術創(chuàng)新和易學易用是SolidWorks的三大主要特點，使得SolidWorks成為全球裝機量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的SolidWorks軟件使用許可約28萬，涉及航空航天、機車、食品、機械、國防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂工業(yè)、日用品/消費品、離散制造等分布于全球100多個國家的約3萬1千家企業(yè)。 本論文利用SolidWorks軟件強大的建模功能，以某閥門主減速器內兩級行星齒輪傳動機構為例，構建了行星齒輪機構模型，結合SolidWorks內嵌的Motion軟件完成了其運動仿真。 本論文先利用SolidWorks對行星輪系的各個零部件進行建模，然后對各個零部件進行裝配，然后通過motion對其進行模擬仿真。對其各項數(shù)據進行研究分析。 另外在齒輪建模的過程中，需要利用到CAXA這款軟件，通過CAXA軟件建立漸開線齒廓，能夠更為準確的建立齒輪模型，能夠防止在行星齒輪機構的裝配中出現(xiàn)干涉的情況。 4.2 行星齒輪機構的建模 4.2.1 對行星齒輪的建模 在SolidWorks中對漸開線齒輪進行建模時，時常會發(fā)生誤差，從而對齒輪的后續(xù)裝配產生影響，雖然目前有許多種齒輪的建模方法，基于方便的原則，本文采用了在CAXA中進行齒輪建模，然后轉入到SolidWorks中，這樣能夠很好的保證齒輪的輪廓為漸開線齒輪。 點擊保存，保存為.dwg格式，保存名稱為輸入齒輪軸。 創(chuàng)建 3個行星輪和內齒圈的三維實體模型。 圖1漸開線生成圖 由于漸開線行星齒輪減速器靠齒輪的嚙合來傳遞運動與動力,齒輪的參數(shù)化建模最為關鍵。齒輪齒廓由漸開線、過渡曲線、齒根圓、齒頂圓幾部分組成,并不是連續(xù)的曲線,所以在繪制過程中也需要這幾種曲線的組合。漸開線齒輪這幾部分的幾何尺寸都是由齒輪的模數(shù)m、齒數(shù)z、變位系數(shù)x決定的,是獨立變量,因此應將m,z,x作為驅動尺寸。則漸開線齒輪零件形體尺寸即相關變量可用如下參數(shù)化模型表達。 分度圓半徑（1） 齒根圓半徑（2） 齒頂圓半徑（3） 齒根過渡圓角半徑（4） 式中,m為模數(shù);z為齒數(shù);α為標準齒形角;為齒頂高系數(shù),正常齒取1.0,短齒取0.8;為頂隙系數(shù),正常齒取0.25,短齒取0.3;x為變位系數(shù);為齒頂高變動系數(shù);分度圓上的展角tan 通過起點為y軸上的象限點繪制漸開線,這時y軸與齒輪漸開線的鏡像中心夾角為為 1/ 2 齒厚的夾角。將坐標旋轉tanα-α+ ,然后以 y 軸為鏡像中心(圖1) ,進行鏡像,這樣輪齒的兩條漸開線繪畢。將漸開線按其與齒頂圓、齒根圓的交點進行修剪并在齒頂圓與齒根圓上畫出它們與漸開線的交點之間的兩段圓弧,使其組成封閉曲線,再拉伸至相應寬度,這樣,一個輪齒就繪制好了。圓形陣列上述特征,齒輪的三維參數(shù)化造型就完成了。依照上述過程,可以編制出齒輪繪制程序。畫出的齒輪造型如圖2。 圖2齒輪造型圖 （5）選擇插入—凸臺/基體—旋轉凸臺/基體，彈出對話框，對草圖進行旋轉拉伸。 4.2.2 行星齒輪其他部件的建模 行星齒輪的建模與輸入齒輪軸的齒輪方法相同，通過CAXA軟件生成漸開線齒廓，然后轉入到SolidWorks中，建立行星齒輪模型。基本方法與輸入齒輪軸相同。 對于其他各個部件的建模與輸入齒輪軸的建模類似，通過旋轉、拉伸、掃描獲得。行星齒輪和箱體中的內齒輪輪廓依然用CAXA軟件生成，然后將其轉到SolidWorks中，進行建模，其他的尺寸要求進行模擬 根據具體要求進行建模。在此就不進行詳細的概述。 其他零件圖一次方法一一設計，其中包括行星輪、太陽輪、系桿的零件建模見圖3 行星輪 太陽輪 圖3 各零件實體模型 4.3 行星齒輪機構的虛擬裝配 行星齒輪傳動機構的裝配對于圖 5所示的 2K - H行星齒輪傳動,裝配要滿足以下約束:太陽輪1和內齒圈3的軸線和行星架 H的軸線重合;行星輪沿圓周均勻分布并保證與太陽輪1和內齒圈3正確嚙合而不發(fā)生錯位現(xiàn)象;各輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn)所給定的傳動比。 裝配前太陽輪和內齒圈相對位置的初始化當行星齒輪為偶數(shù)時,太陽輪和內齒圈齒溝中線應調整到圖5所示位置Ⅰ;當行星齒輪為奇數(shù)時,太陽輪齒溝和內齒圈齒厚中線應調整到圖5所示位置Ⅰ。 圖 5　 行星齒輪傳動機構位置 （1）固定外齒圈，分別將太陽輪，內齒圈與外齒圈設為同心配合。 （2）調整太陽輪，當行星輪數(shù)目為奇數(shù)時，太陽輪和內齒圈的齒槽中線應處于共線位置；當行星輪數(shù)為偶數(shù)時，太陽輪齒槽中線和內齒圈的齒厚中線應處于共線位置。 （3）導入行星輪，每一行星輪應與行星架上對應行星軸同心配合。當行星輪齒數(shù)為奇數(shù)時，行星輪的齒厚中線和內齒圈的齒槽中線應處于共線位置，太陽輪齒厚中線和行星輪的齒厚中線共線。而當行星輪齒數(shù)為偶數(shù)時，行星輪的齒對稱線與太陽輪和內齒圈的齒槽中線應共線。第 1個行星齒輪在太陽輪和內齒圈經初始化調整后。 即可在圖 3所示位置 Ⅰ裝入第1個行星齒輪。第2個行星齒輪如圖 3所示 , 將第 1個行星齒輪轉至位置 Ⅱ,在位置 Ⅰ可裝入第 2個行星齒輪 , 輪系各輪轉角為 太陽輪轉角: （4-1） 內齒圈轉角: （4-2） 第 1個行星齒輪自轉角： （4-3） 式中