行星齒輪減速器減速器的虛擬設計,行星,齒輪,減速器,虛擬,設計 目 錄 一? 設計任務書························································································2 二? 電機的選擇計算 1. 擇電機的轉速·················································································2 2. 工作機的有效功率···········································································2 3. 選擇電動機的型號···········································································3 三? 運動和動力參數(shù)的計算 1. 分配傳動比····················································································3 2. 各軸的轉速····················································································3 3. 各軸的功率····················································································4 4. 各軸的轉矩·····················································································4 四? 傳動零件的設計計算 1. 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算·················································4 2. 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算·················································6 五? 軸的設計計算 4. 減速器高速軸I的設計·····································································9 5. 減速器低速軸II的設計··································································11 3. 減速器低速軸III的設計··································································14 六? 滾動軸承的選擇與壽命計算 1.減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算·········································16 2.減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算········································17 3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算·····································18 七? 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1. 聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接··························································19 2. 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接····················································19 3. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接··················································20 八? 潤滑油的選擇與熱平衡計算 1. 減速器的熱平衡計算·········································································21 2. 潤滑油的選擇·················································································22 九? 參考文獻························································································23 1. 帶輪式少齒差減速器設計 【摘要】帶輪式少齒差減速器是為改裝MB1312型外圓磨床而設計的。設計中對輪齒干涉進行了分析，并采用迭代法對少齒差行星齒輪傳動參數(shù)進行了計算，與此同時進行了結構設計與研制。減速器經(jīng)實際運轉，指標符合要求，已付諸應用。表明設計方法正確，可供少齒差傳動設計參考。 關鍵詞：少齒差行星齒輪傳動；干涉；變位系數(shù) DESIGN OF A PULLEY-REDUCTOR WITH A FEW DIFFERENCE OF TEETH Abstract 　　The pulley-reductor is used in refitting the circular grinding machine into the electrolytic machine. For the sake of simplifying construction, it takes the fo rm of a K-H-V drive. The interference of flank has analyzed and the parameters of the drive with a few difference of teeth have calculated by the iteration me thod in this paper. The technical specifications of the reductor are shown below : the transmission ratio, i is 50; the input speed, nH is 650 r/min; and the output torque, T is 40 N.m. The result indicates, the performances of the reductor are satisfied for the needs of targets, the method of calculatio n is correct, the reductor is applicable and they can be taken as a reference in design of transmission system with a few teeth difference. Key words　Drive of planetary gear with a few teeth diffe rence, Interference, Modification coefficient 引言 本文闡述的帶輪式少齒差減速器是為改裝MB1312型外圓磨床而設計的，改裝后可進行電解磨削。其技術指標是，傳動比i=50，輸入轉速nH=650 r/min，輸出扭矩T=40 N.m。輸入軸與輸出軸同軸線、同方向。以往的模式是在電動機與帶輪間增設一個體積龐大的減速裝置，使用起來非常不便。而作者提出的減速器是利用少齒差傳動，它具有結構簡單、體積小的特點。實踐表明，該減速器結構合理、運轉平穩(wěn)，各項性能均達到指標要求，已成功地用于MB1312型外圓磨床頭架傳動系上。 1、工作原理 帶輪式少齒差減速器的工作原理如圖1所示。它采用了KHV型傳動方式。其傳動比可由下式計算 (1) 式中i1H-2--由轉臂1到內(nèi)齒輪3的傳動比，即由帶輪2到輸出軸6的傳動比 nH--轉臂轉速，即帶輪輸入轉速 n2--行星內(nèi)齒輪的自轉轉速，即輸出軸轉速 z1--外齒輪4齒數(shù)，z1=49 z2--內(nèi)齒輪3齒數(shù)，z2=50 圖1 帶輪式少齒差減速器的工作原理 1.轉臂 2.帶輪 3.內(nèi)齒輪(行星輪) 4.外齒輪(中心輪) 5.輸出機構6.回轉件(輸出軸) 2 輪齒干涉 少齒差行星齒輪傳動的輪齒干涉主要是齒廓重疊干涉與齒頂相碰干涉。在一般情況下，若不產(chǎn)生齒廓重疊干涉，則齒頂相碰干涉也不會發(fā)生。因此，這里主要討論齒廓重疊干涉。齒廓重疊干涉系指內(nèi)嚙合齒輪副在嚙合結束后，當外齒輪齒頂退出內(nèi)齒輪齒槽時，外齒輪齒頂與內(nèi)齒輪齒頂所發(fā)生的重疊干涉。如圖2所示，設兩齒輪的齒頂圓相交于G點，E、F分別為外齒輪和內(nèi)齒輪的齒廓同齒頂圓的交點。當外齒輪E點到達G點時，若內(nèi)齒輪F點已經(jīng)越過G點，則兩齒輪不會產(chǎn)生齒廓重疊干涉，若內(nèi)齒輪F點尚未達到G點，則兩齒輪勢必會產(chǎn)生齒廓重疊干涉。由此可知，兩齒輪不產(chǎn)生齒廓重疊干涉的條件是 ∠FO2F'≥∠GO2F' (2) 取E點與F點同時處于G點的臨界狀態(tài)進行計算，則有 ∠GO2F'=δ2-β2 ∠FO2F'=(z1)/(z2)(δ1+β1) 代入式(2)得： (3) 式中δ1、δ2--外齒輪與內(nèi)齒輪的參變量，rad 圖2 齒廓重疊干涉分析 根據(jù)余弦定理，由△O1O2G可得 由漸開線性質得 (4) 式中 a'--變位后中心距 α'--嚙合角 ra1、ra2--外齒輪與內(nèi)齒輪的齒頂圓半徑 αa1、αa2--外齒輪與內(nèi)齒輪的齒頂圓壓力角 將式(4)代入式(3)，用GS表示齒廓重疊干涉度，則得不產(chǎn)生齒廓重用的數(shù) 據(jù)。疊干涉的條件 GS=z1(invαa1+δ1)-z2(invαa2+δ2)+(z2-z1)invα'≥0 (5) 3、參數(shù)選擇與幾何計算 為避免齒廓重疊干涉，可采用短齒和正變位齒輪來修正。通常是在保證重合度εα＞1的條件下合理選定齒頂高系數(shù)和嚙合角α'，并初選外齒輪和內(nèi)齒輪變位系數(shù)x1和x2。然后，用迭代法逐次迭代計算x1和x2，直至齒廓重疊干涉度GS達到期望值［GS］=0.05 mm為止。此時的和即為選定的最適宜的變位系數(shù)。此后，便可進行齒輪副的幾何計算。計算變位系數(shù)的迭代公式如下，符號(n)表示第n次迭代 (6) (7) 少齒差內(nèi)嚙合齒輪副的基本參數(shù)列于表1［2］。少齒差減速器的幾何計算列于表2。由表2的計算結果可知，第1次迭代求得的x(1)1即可滿足GS的要求，故第1次迭代的數(shù)據(jù)均為有效數(shù)據(jù)，即本設計所采 表1 少齒差內(nèi)嚙合齒輪副的基本參數(shù) 齒數(shù)差 z2－z1 模數(shù)m 壓力角 α/(°) 嚙合角 α'/(°) 變位后中心距 a'/mm 齒頂高系數(shù) 齒廓重疊干涉度 期望值[GS]/mm 外齒輪變位系數(shù) x1 1 1 20 55.989 8 0.840 0.75 0.05 0.015z1 2 1 20 40.727 9 1.240 0.80 3 1 20 30.742 3 1.640 0.75 4 1 20 27.563 0 2.120 0.80 注：當m≠1時，表中a'應乘以m。 表2 少齒差減速器的幾何計算 序號 名　稱 代號 計　算　公　式 確定值 初選值 第1次 迭代值 1 模數(shù) m m=1 1 2 壓力角 α α=20° 20° 3 嚙合角 α' α'=55.989 8° 55.989 8° 4 外齒輪齒數(shù) z1 z1=49 49 5 內(nèi)齒輪齒數(shù) z2 z2=50 50 6 齒頂高系數(shù) =0.75 0.75 7 齒廓重疊干涉度期望值 ［GS］ ［GS］=0.05 0.05 8 外齒輪分度圓直徑 d1 d1=mz1 49 9 內(nèi)齒輪分度圓直徑 d2 d2=mz2 50 10 外齒輪基圓直徑 db1 db1=d1cosα 46.045 11 內(nèi)齒輪基圓直徑 db2 db2=d2cosα 46.985 12 標準中心距 a a=m(z2-z1)/2 0.50 13 變位后中心距 a' a'=acosα/cosα' 0.84 14 中心距變動系數(shù) y y=(a'-a)/m 0.34 15 初選外齒輪變位系數(shù) x1 x1=0.015z1 0.735 0 0.669 3 16 內(nèi)齒輪變位系數(shù) x2 1.408 5 1.342 8 17 外齒輪齒頂高 ha1 ha1=m(+x1) 1.485 1.419 18 內(nèi)齒輪齒頂高 ha2 ha2=m(-x1-y) -0.325 -0.259 19 外齒輪齒頂圓直徑 da1 da1=d1+2ha1 51.970 51.839 20 內(nèi)齒輪齒頂圓直徑 da2 da2=d2-2ha2 50.650 50.519 21 外齒輪齒頂圓壓力角 αa1 cosαa1=db1/da1 27°37'34″ 27°20'53″ 22 內(nèi)齒輪齒頂圓壓力角 αa2 cosαa2=db2/da2 21°56'0″ 21°33'30″ 23 外齒輪齒頂圓半徑 ra1 ra1=da1/2 25.98 5 25.919 24 內(nèi)齒輪齒頂圓半徑 ra2 ra2=da2/2 25.32 5 25.259 25 外齒輪參變量 δ1 2.484 36 2.484 39 26 內(nèi)齒輪參變量 δ2 2.464 09 2.464 07 27 齒廓重疊干涉度 GS 0.059 95 (不合格) 0.050 12 (合格) 28 齒廓重疊干涉度的一階導數(shù) 0.151 374 29 第1次迭代求外齒輪變位系數(shù) 0.669 3 30 重復計算 以下根據(jù)x(1)1重復計算第16～27項，直至滿足GS=［GS］=0.05～0.055為止 31 重合度驗算 εα 1.125 (合格) 4、結構設計 帶輪式少齒差減速器的結構如圖3所示。它是將帶輪19與轉臂制成一體作為輸入軸，由兩端的軸承2支承。行星內(nèi)齒輪17由軸承4支承，偏心地安裝在帶輪體內(nèi)，可繞固定的外齒輪14運轉。帶輪體內(nèi)的偏心孔即代表轉臂。外齒輪由端蓋12固定，端蓋12被固定在帶輪保護罩16上。行星內(nèi)齒輪的自轉運動通過十字滑塊輸出機構15傳輸給輸出軸18。輸出軸套在磨床頭架的帶輪軸上，用螺釘5固定。這樣，電動機通過帶輪式少齒差減速器即可帶動磨床頭架的帶輪軸以50∶1的減速比進行回轉。 圖3 帶輪式少齒差減速器的結構 1.孔用彈性擋圈 2.球軸承 3.軸用彈性擋圈 4.球軸承 5.螺釘 6.孔用彈性擋圈 7.螺釘 8.彈簧墊圈 9.螺釘 10.彈簧墊圈 11.球軸承 12.端蓋 13.軸承座 14.外齒輪 15.十字滑塊 16.保護罩 17.內(nèi)齒輪 18.輸出軸 19.帶輪 5、結論 (1) 少齒差行星齒輪傳動的主要干涉為齒廓重疊干涉，它是必須驗算的。 (2) 采用迭代法進行計算，只需數(shù)次迭代即可使齒廓重疊干涉度GS逼近期望值，故此法仍不失為一種實用可行的計算方法。 (3) 作者設計的帶輪式少齒差減速器結構，具有實際應用價值，可供借鑒。 參考文獻 [1]《齒輪傳動手冊》編寫組. 齒輪手冊(上冊). 北京: 機械工業(yè)出版社, 1990. [2]《機械設計手冊》聯(lián)合編寫組. 機械設計手冊(中冊). 北京: 化學工業(yè)出版社, 1982. [3] 馮澄宙.漸開線少齒差傳動. 北京: 人民教育出版社, 1981. [4] 饒振綱.行星傳動機構設計. 北京: 國防工業(yè)出版社, 1980. 湖 南 工 學 院 課 程 設 計 說 明 書 機制 專業(yè) 04 級 01 班 題 目 圓錐圓柱齒輪加鏈減速器 姓 名 王少華 指導教師 楊湘紅 職稱 職稱 2007年 4 月 5 日 畢 業(yè) 設 計 任 務 書 （行星減速器設計三維造型虛擬設計分析） 指導老師：楊湘洪 課題內(nèi)容： 1、資料的調研、收集、加工整理 2、進行與設計課題相關的實習 3、完成行星減速器設計的設計 4、正確的繪制設計圖紙，完成三維建模（或模型的制作） 5、撰寫畢業(yè)設計說明書 課題任務要求： 1、設計計劃（進度）表 嚴格按照計劃執(zhí)行，適當安排進度檢查。 2、市場調查 在廣泛調查和資料收集的基礎上為XXX（個人設計課題）功能設計、工藝要求、適應性要求提供可靠的依據(jù)。 3、理論設計 在廣泛調查和全面分析考慮的基礎上進行設計，并形成工程圖紙。 4、草圖、效果圖制作 充分表現(xiàn)所設計的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器總體結構表達技巧，設計表達全面、明晰。 5、設計說明書 字數(shù)符合畢業(yè)設計規(guī)定，內(nèi)容完整，文獻查閱不少于15篇，外文資料翻譯，譯文不少于4000字。（?？瓢嗤瑢W可2000字左右） 6、預期目標： （１）、實習報告一份； （２）、草稿一份； （３）、設計說明書：字數(shù)不少于一萬字； （４）、設計圖：紙量不少于折合成圖幅為A0號的圖紙2．5張 （圓錐圓柱齒輪加鏈減速器裝配圖A0號1張，非標件零件圖若干張（CAD、PRO/E圖各一套））； （５）、查閱文獻15篇以上，翻譯外文資料，譯文字數(shù)不少于4000字。 畢 業(yè) 設 計 指 導 書 1、全面規(guī)劃，合理安排畢業(yè)設計進度 按圓錐圓柱齒輪加鏈減速器設計的程序和步驟來制定計劃進度表，以利于畢業(yè)設計的順利進展，方便老師的定期檢查和考核。 2、知識的復習和新知識的學習 復習計算機輔助產(chǎn)品設計相關課程，掌握設計的思路、方法、原則、程序、步驟、技法等，并通過相關資料的收集整理來擴充自己的思路和視野，加強設計表現(xiàn)技法的訓練。 3、課題設計的重點和難點 （1）尋找準確的設計定位；進行廣泛的市場調研，通過收集相關類型產(chǎn)品來進行學習比較，找準合理的市場定位。 （2）設計的創(chuàng)新性；在結構、功能、形式、布局上有新的突破和認識。 （3）表達的條理性和準確性；正確、充分的表達設計的過程和設計結果。 4、設計方法的運用 （1）設計調查的方法； 設計調查目的的確定； 調查的技巧：抽樣、資料收集的方法、資料分析和表達； 總結和歸納； （2）設計中的常用方法； 設計計劃：任務－日期圖表法 設計分析：功能分析法、系統(tǒng)分析法等 方案構想：類比法、聯(lián)系法等 方案篩選：評價目標樹的建立，排隊法、計分法等 5、主要參考文獻及檢索關鍵詞 檢索關鍵詞：減速器，PRO/E 主要參考文獻： （1）烏格拉爾．機械設計[M]．重慶：重慶大學出版社，2005-01-01 （2）設計手冊編委會編．機械設計手冊[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2006． （3）宋敏．機械設計基礎課程設計指導書[M]．西安：西安電子科技大學出版社,2006（4）林清安．PRO/E Widefire 2.0零件裝配與產(chǎn)品設計[M]．北京：電子工業(yè)出版社,2006 6、畢業(yè)設計（論文）撰寫要領與格式 （見《湖南工學院畢業(yè)設計（論文）工作手冊》） 7、答辯準備工作提要 （1）答辯前應正確完成的畢業(yè)設計工作任務：畢業(yè)實習日志、實習報告、開題報告、文獻翻譯、設計工作手冊、設計說明書、設計圖紙； （2）全面總結和回顧畢業(yè)設計，主要對設計的緣起、設計過程和設計成果三個部分進行展示，滿足答辯需要、 （3）答辯事宜的熟悉：通過模擬答辯的方式了解答辯的方式、程序、內(nèi)容、禮儀及時間的把握、氣氛的適應、語言的控制、心理的調節(jié)等。 “畢業(yè)設計（論文）書寫格式” 畢業(yè)設計（論文）文檔是學生從事設計（論文）工作的成果體現(xiàn)，它集中表明了作者在設計（論文）工作中獲得的理論、思想、方法或見解，是學生畢業(yè)的主要依據(jù)。 為了保證畢業(yè)設計（論文）文檔的質量，做到畢業(yè)設計（論文）格式的規(guī)范化，特作如下規(guī)定： 一、內(nèi)容要求及格式 畢業(yè)設計說明書（以下簡稱畢業(yè)設計）和論文應用漢語（簡體漢字）撰寫，字數(shù)一般應在一萬字左右，內(nèi)容應層次分明，數(shù)據(jù)可靠、文字簡練、說明透徹、推理嚴謹。畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容一般應由八個主要部分組成（論文由六部分組成），依次為： 1. 封面； 2. 摘要（論文用）； 3. 目錄； 4. 畢業(yè)設計任務書； 5. 正文； 6. 結束語（論文含致謝）； 7. 參考文獻； 8. 附錄（根據(jù)設計的不同形式需要添加，設計用）； 9. 致謝（設計用）。 各部分的具體要求如下： 1．封面（附表1） 分西南校區(qū)寫清楚學校名稱，原南區(qū)學生學校名稱為湖南建高等?？茖W校，原西校區(qū)學生學校名稱為湖南大學衡陽分校。 2．摘要（附表2） 摘要應說明設計目的、要求，設計方法、主要設計內(nèi)容、設計結果（成果）和結論。語言力求精練，摘要字數(shù)為500字左右。有條件的可寫中、英文摘要。論文必須寫中英文摘要。 居中打印“摘要”二字（三號黑體），字間空一格。 “摘要”二字下空一行打印摘要內(nèi)容（四號宋體），每段開頭空二格。摘要內(nèi)容后下?lián)Q行打印“關鍵詞”三字（四號黑體），空一格后為關鍵詞（四號宋體）。關鍵詞數(shù)量為3~5個，每一關鍵詞之間用逗號分開，最后一個關鍵詞后不打標點符號。 3．目錄(附表3) 列出設計（論文）的大標題、一級和二級標題，逐項標明頁碼，標題應該簡明扼要、點出各部分主要內(nèi)容。 “目錄”兩字居中（三號黑體），畢業(yè)設計下空兩行為章、節(jié)、小節(jié)（靠左）及其開始頁碼（靠右）。章、節(jié)、小節(jié)分別以如下方式：第1章、1.1、1.1.1依次標出，章、節(jié)、小節(jié)與頁碼之間用“．．．．．．”連接。每一級標題依次往后退一個字符。論文下空兩行為一級、二級標題（靠左），及其開始面碼（靠右）。一級、二級標題與頁碼之間用“．．．．．．”連接。 4．畢業(yè)設計任務書 “畢業(yè)設計任務書” 居中（三號黑體），畢業(yè)設計任務書下空兩行為任務書內(nèi)容（4號宋體）。 5. 畢業(yè)設計（論文）正文(附表4) 正文是主體，畢業(yè)設計一般可包括設計要求與指標、理論分析、計算方法、具體設計內(nèi)容、測試方法和實驗結果、數(shù)據(jù)分析和討論、結論等。論文一般包括論點、論據(jù)和論證。 畢業(yè)設計標題：每章標題以三號黑體居中打印；“章”下空兩行為“節(jié)”以四號黑體左起打印；“節(jié)”下為“小節(jié)”，以小四號黑體左起打印。換行后空二格打印正文。正文采用小四號宋體，正文行間距為固定值24磅。例： 第1章 ×××× (居中書寫) 1. 1 ×××× 1.1.1 ×××× 論文一級標題為四號黑體左起打印；二級標題以小四號黑體左起打印；正文采用小四號宋體，正文行間距為固定值24磅。例： 1 ×××× 1. 1 ×××× 1.1.1 ×××× 圖、表、公式：文中的圖、表公式一律采用阿拉伯數(shù)字分章（或連續(xù)）編號，如：圖2-5，表3-2，公式（5-1）等。圖序及圖名居中置于圖的下方，圖中的術語、符號、單位等應與正文表述所用一致；表序及表名置于表的上方，表中參數(shù)應標明量和單位的符號；圖序及圖名、表序及表名采用五號楷體字。公式的編號用括號括起寫在右邊行末，其間不加虛線。 圖、表、公式等與正文之間要有一定的行間距。 6.結束語 設計總結、主要成果或結論、存在的問題等，論文還要包含致謝詞。 7．參考文獻 只列作者直接閱讀過、在正文中被引用過的文獻資料。參考文獻一律列在正文的末尾，不得放在各章之后。在引用別人的結論時，應在引用處加以說明，嚴禁抄襲現(xiàn)象的發(fā)生。 作者姓名寫到第三位，余者寫“，等”或“，et al。”。“參考文獻”四字居中用三號黑體字，空一行左起按順序依次列出參考文獻，將序號置于方括號內(nèi)，用小四號宋體字。 幾種主要參考文獻的格式為： 連續(xù)出版物：序號 作者.文題. 刊名[J]，年，卷號（期號）：起~止頁碼 專（譯）或編著：序號 作者.書名[M].出版地：出版社，出版年.起~止頁碼 技術標準：序號 發(fā)布單位.技術標準代號. 技術標準名稱.出版地：出版者，出版日期 舉例如下： [1] 周綏平,陳宗基.DR算法的更新時間間隔研究.系統(tǒng)仿真學報[J],1999,7(2):13～18 [2] 竺可楨. 物理學[M]. 北京：科學出版社，1973.56～60 [3] 中華人民共和國國家技術監(jiān)督局. GB3100～3102. 中華人民共和國國家標準—量與單位. 北京：中國標準出版社，1994-11-01 8．附錄（根據(jù)需要添加） 主要列入設計過程所做的實物圖、公式推導、程序源代碼，與正文分開。 9．致謝 對給予指導、各類資助和協(xié)助完成本設計工作以及提供各種工作有利條件的單位及個人表示感謝。 10．頁碼 頁碼從正文開始至全文結束按阿拉伯數(shù)字連續(xù)編排，前置部分用羅馬數(shù)字分別單獨編排；頁碼位于頁面底端，居中書寫。 二、打印及裝訂要求 一律采用WORD97以上版本編輯，用A4規(guī)格輸出，打印區(qū)面積為240mm×146mm，雙面打印。 湖南工學院教務處 附表1 附表2 附表3 附表4 湖南大學衡陽分校 畢業(yè)設計(論文) 課題名稱 基于PRO/E的齒輪油泵的三維設計 專業(yè)名稱 機械設計與制造及其自動化 所在班級 03機制專科四班 學生姓名 吳 祥 祥 學生學號 2003101420 指導老師 楊 湘 洪 完 成 日 期： 2006年5月 目 錄 摘要 1 第一章 齒輪油泵概論 2 1.1 油泵的發(fā)展歷史及國內(nèi)外現(xiàn)狀 2 1.2 油泵的作用 5 第二章 齒輪油泵零件的建模 2.1 齒輪的建模 9 2.1.1 參數(shù)化設計的基本原理 10 2.1.2 建立零件庫的步驟 12 2.1.3 漸開線直齒圓柱齒輪模型庫的實現(xiàn) 14 2.2 軸的建模 16 2.3 小結 18 設計心得 23 參考文獻 24 致謝 25 摘 要 齒輪油泵靠一對齒輪的旋轉運動,將液壓能轉變?yōu)闄C械能的液壓裝置，它把油從低壓區(qū)油孔吸入,加壓到高壓區(qū)出油孔送出,經(jīng)機床上油槽輸送到軸承等需要潤滑的部位，廣泛應用于各個行業(yè)，如冶金、運輸、化工、建筑、食品，甚至藝術舞臺。 PRO/ENGINEER是美國PTC公司開發(fā)的軟件,是目前最先進、最廣泛的三維設計軟件，ANSY是ANSYS公司新推出的工程分析軟件，對熱力學、流體力學、靜力學、結構分析、電磁場分析等應力分析問題都適用。 本次設計主要的目的是對齒輪油泵進行理論設計，在此基礎上，，根據(jù)各零件的零件圖利用PRO/E進行實體建模；再利用PRO/E裝配模塊進行裝配，這是基于PRO/E的一種新型的、先進的零件設計和裝配的方法，在實際中具有高效、優(yōu)質的特點。同時，還利用PRO/ENGINEER的仿真功能，模擬仿真齒輪油泵的現(xiàn)場工作狀態(tài)，這樣增加對齒輪油泵的感性認識，使設計者更合理，經(jīng)濟的設計出提出了合理的齒輪油泵結構。 關鍵詞 齒輪油泵,PRO/E,齒輪,參數(shù)化 第二章 齒輪油泵零件的建模 齒輪油泵主要由泵體、前后泵蓋、齒輪、主被動軸、軸承、安全閥和軸端密封等零件組成,裝配圖如附圖2-1所示。齒輪油泵造型設計步驟如下。 1. 箱體主體 2. 生成凸緣和底座特征 3. 構建軸承座特征 4. 構建加強肋、窺視方孔、油尺孔等附屬特征 5. 建立螺紋孔、倒圓角等特征 6. 分割箱體主體 7. 軸的造型設計 8. 齒輪的造型設計 下面是各零件的建模過程。 2.1 齒輪的建模 齒輪是齒輪油泵的傳動零件，也是機械設備中最常用的傳動零件。它的創(chuàng)建是采用參數(shù)化、關系式設計的。 2.1.1 參數(shù)化設計的基本原理 Pro/Program是Pro/Engineer軟件提供的一種程序化的二次開發(fā)工具。利用Pro/Engineer造型的同時，Pro/Program會產(chǎn)生特征的program，它是一個記錄文件，由類似BASIC的高級語言構成，記錄著模型樹（modeltree）中每個特征的詳細信息，包括各個特征的建立過程、參數(shù)設置、尺寸以及關系式等，我們可以通過修改和添加特征的program來生成基本參數(shù)相同的一系列模型。 利用Pro/Program對Pro/Engineer軟件進行二次開發(fā)時不需要重新撰寫設計步驟，只需加入幾個相關的語法指令就可以讓整個零件或組件變得彈性化與多樣化，其主要思想是利用Pro/Program模塊的功能來接收、換算和傳遞用戶輸入的有關參數(shù)，通過改變特征的尺寸及特征之間的關系來達到參數(shù)化設計的目的。這里需要注意的是，開發(fā)工作的關鍵在于確定獨立可變參數(shù)，應盡量以最少的參數(shù) 湖南大學建材分校 畢業(yè)設計(論文) 課題名稱 行星減速器設計三維造型虛擬設計分析 專業(yè)名稱 機械設計與制造及其自動化 所在班級 04機制?？埔话? 學生姓名 王少華 學生學號 21040131 指導老師 楊 湘 洪 完 成 日 期： 2007年5月 畢 業(yè) 設 計 任 務 書 （行星減速器設計三維造型虛擬設計分析） 課題任務要求： 1、設計計劃（進度）表 嚴格按照計劃執(zhí)行，適當安排進度檢查。 2、市場調查 在廣泛調查和資料收集的基礎上為XXX（個人設計課題）功能設計、工藝要求、適應性要求提供可靠的依據(jù)。 3、理論設計 在廣泛調查和全面分析考慮的基礎上進行設計，并形成工程圖紙。 4、草圖、效果圖制作 充分表現(xiàn)所設計的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器總體結構表達技巧，設計表達全面、明晰。 5、設計說明書 字數(shù)符合畢業(yè)設計規(guī)定，內(nèi)容完整，文獻查閱不少于15篇，外文資料翻譯，譯文不少于4000字。（?？瓢嗤瑢W可2000字左右） 6、預期目標： （１）、實習報告一份； （２）、草稿一份； （３）、設計說明書：字數(shù)不少于一萬字； （４）、設計圖：紙量不少于折合成圖幅為A0號的圖紙2．5張 （圓錐圓柱齒輪加鏈減速器裝配圖A0號1張，非標件零件圖若干張（CAD、PRO/E圖各一套））； （５）、查閱文獻15篇以上，翻譯外文資料，譯文字數(shù)不少于4000字。 湖南建高等專科學校 機械設計制造及其自動化專業(yè) 課程設計任務書 一、 題目： 設計帶式運輸機傳動裝置的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器 二、設計基本內(nèi)容 1， 傳動系統(tǒng)/方案設計和主要零部件的設計計算 2， 減速器裝配圖和零件工作圖設計 3， 編寫設計說明書 三、設計完成后應繳的資料 裝配圖1張、零件圖1～2張、設計計算說明書一份 四，設計完成期限： 本設計任務是于2004年12月27日發(fā)出 于2005年1月14日完成 指導老師： 簽名日期 教研室主任 ： 批準日期 目錄 第一，設計任務 第二，總體方案設計 第三，電動機的設計和選擇 第四，傳動零件的設計 一、減速器外部傳動零件的設計――鏈傳動 二、減速器內(nèi)部傳動零件的設計 （一）高速級傳動設計――錐齒輪傳動 （二）低速級傳動設計――柱齒輪傳動 第五，軸系零部件的初步選擇 一、擬定軸上零件的裝配方案 二、軸有關數(shù)據(jù)的確定 三、軸承的校核 四、軸的強度校核計算 五、鍵的校核 第六，其余機構參數(shù)設計 一、軸承的選擇和計算 二、聯(lián)軸器的選擇 三、潤滑和密封方式的設計和選擇 四、箱體設計（mm） 五、附件設計 六、設計明細表 七、技術說明 小結和參考書 第二，總體方案設計 一、設計數(shù)據(jù)及工作條件： F＝7000N T＝9550×P÷n＝1225.06Nm P＝＝2.24 kW V＝0.32m/s N=＝17.462 r/min D＝350mm 生產(chǎn)規(guī)模：成批 工作環(huán)境：多塵 載荷特性：沖擊 工作期限：3年2班制 二、方案選擇 兩級圓錐-圓柱齒輪減速器 i=i1i2 直齒圓錐齒輪 i=8～22 斜齒或曲線齒錐齒輪 i=8～40 特點同單級圓錐齒輪減速器，圓錐齒輪應在高速級，以使圓錐齒輪尺寸不致太大，否則加工困難 動力傳動方向 電動機――連軸器――軸I――錐齒輪――軸II－柱齒輪――軸III－連軸器――軸IV－鏈傳動――軸V――滾筒 第三，電動機的設計和選擇 一，所需電動機的功率 ＝0.992×0.995×0.96×0.97×0.92×0.96＝0.7666 Pd＝Pw÷＝2.24 ÷0.7666 ＝2.922kW 二，所需電動機的轉速 初選傳動比： 錐齒輪： 2.5 (可選范圍：2～3) 圓柱齒輪： 4 (可選范圍：3～5) 鏈傳動： 5 (可選范圍：2～6) 總傳動比：i＝2.5×4×5＝50 所需電動機轉速： Nd＝N×50＝17.462×50＝873.1 r/min 三，所選電動機的型號及參數(shù) 型號：三相異步電動機Y132S－6電動機 參數(shù)：額定轉速：960 r/min 額定功率：3 kW 輸出軸直徑：38mm 備選電動機：Y160M－18 電動機數(shù)據(jù)對比 方案 電動機型號 額定功率kW 同步轉速r/min 滿載轉速r/min 總傳動比 外伸軸徑mm 軸外伸長度mm 1 Y132S－6 3 1000 960 54.09762 38 80 2 Y160M-18 3 750 710 41.2323 38 80 四，計算總傳動比和分配傳動比 1總傳動比：i＝960÷17.462＝54.9762 2分配傳動比的基本原則 在設計兩級或多級減速器時，合理地將傳動比分配到各級非常重要。因它直接影響減速器的尺寸、重量、潤滑方式和維護等。 分配傳動比的基本原則是： 1）使各級傳動的承載能力接近相等（一般指齒面接觸強度。） 2）使各級傳動的大齒輪浸入油中的深度大致相等，以使?jié)櫥啽恪? 3）使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。 對圓錐圓柱齒輪減速器的傳動比進行分配時，要盡量避免圓錐齒輪尺寸過大、制造困難，因而高速級圓錐齒輪的傳動比i1不宜太大，通常取i1 ＝0.25i，最好使 i1≤3。當要求兩級傳動大齒輪的浸油深度大致相等時，也可取 i1＝3.5～4。 3、初定鏈傳動的傳動比：i鏈＝5.1 那么，減速器的傳動比：i減＝i÷i鏈＝54.9762÷5.1＝10.7796 錐齒輪傳動的傳動比：i錐＝0.25×i減＝10.7796×0.25＝2.695 柱齒輪傳動的傳動比：i柱＝i減÷i錐＝10.7796÷2.695＝4.000 4、傳動裝置的玉女動和動力參數(shù)的計算 各軸的轉速計算： n2＝n1÷i 各軸的輸入功率計算： P2＝P1× 各軸的輸入轉矩計算： T＝9550×P÷n 軸號 轉速n(r/min) 功率P(kW) 扭矩T(N×m) 傳動比i I 960 2.970 29.55 2.695 II 356.215 2.823 75.684 4.000 III 89.054 2.711 290.723 5.1 IV 89.054 2.657 288.362 1 V 17.462 2.44 1336.28 注：除特別注明外，本說明書所引用的公式和圖標（均特別括號引用注明）均引用自參考書一。下同。 第四、傳動零件的設計 一，減速器外部傳動零件的設計――鏈傳動 （一）、鏈傳動的特點 兩輪間以鏈條為中間撓性元件的嚙合來傳遞動力和運動。 運動特性：不平穩(wěn)，噪聲大，且有扇動，i不恒定，不均勻性。 優(yōu)點：①平均速比im準確，無滑動；②結構緊湊，軸上壓力Q小；③傳動效率高η=98%；④承載能力高P=100KW；⑤可傳遞遠距離傳動amax=8mm；⑥成本低。缺點：①瞬時傳動比不恒定i；②傳動不平衡；③傳動時有噪音、沖擊；④對安裝粗度要求較高。 應用：適于兩軸相距較遠，工作條件惡劣等，如農(nóng)業(yè)機械、建筑機械、石油機械、采礦、起重、金屬切削機床、摩托車、自行車等。中低速傳動：i≤8(I=2~4)，P≤100KW，V≤12-15m/s，無聲鏈Vmax=40m/s。（不適于在沖擊與急促反向等情況下采用）。 （二）, 鏈傳動的設計計算 已知：P=2.657kW， n1＝89.054，n2＝17.462 i＝5.1 載荷性質：沖擊，工作條件多塵， 求Z1、Z2P，列數(shù)，a，潤滑方式等。 1、選擇鏈輪齒數(shù)Z1、Z2 Z1＝17，Z2＝i×Z1＝5.1×17＝86.7，取Z2＝87 選擇原則： Z1不能過少，Z1應為奇數(shù)！ 當Z少——外殼尺寸小，重量輕但Z過少——1）傳動不均性和動負荷增大；2）P增大后，角增大，功率損失增加，鏈繞進，出輪磨損加??；3）當P一定時，Z少，D小，但Ft（=2T/D）↑加速輪與鏈的破壞 Z2不能過大！Z2過多——外殼尺寸大、重量加大。且Z多，承載力降低，且Z過多容易脫鏈（Z2更大） 2，鏈的節(jié)和排數(shù) 計算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18) 工況系數(shù)：KA＝1. （表9-9，中等沖擊3） Pca=KA×P=1.3×2.657=3.454 (KW) 3、鏈節(jié)數(shù)與中心距——LP，a 通常以節(jié)距倍數(shù)來表示鏈長LP 1）初選a0 ∵a過小時則過小（包角）參加嚙合齒數(shù)少，總的LP也少，在一定的V下，鏈節(jié)應力循環(huán)次數(shù)增加，壽命下降，但a過大，除不緊湊外，且使鏈松邊顫動。 一般推薦：初選a0=(30~50P)，amax=80P 當有張緊鏈裝置時，可選a0>80P amin接i定： 當i>3 i≤3時 初取a0=40P 2）算LP（鏈節(jié)數(shù)） （9-19） Lp＝＝135.10 圓整為整數(shù)（最好為偶數(shù)）取Lp＝136 3）確定鏈條節(jié)距 原則： 要求單排鏈傳遞功率 （9-18） KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 表9-10 當工作點在圖9-13曲線頂點左側時，查表9-10，KZ，先假設！ 左側時——表示為鏈板疲勞（主要外板） 當工作點在圖9-13曲線頂點右側時，查表9-10，K'Z 右側時——表示套筒與滾子沖擊疲勞 KP——多排鏈系數(shù)，表9-11（當排數(shù)為2時KP=1.7，當排數(shù)為3時KP=2.5） KL——鏈長系數(shù)：曲線1——鏈箱疲勞，主要是考慮載荷集中 曲線2——滾子套筒沖擊疲勞 4）選型： KZ＝（Z1÷19）1.08＝（17÷19）1.08＝0.8868 KL＝（Lp÷100）0.26＝（136÷100）0.26＝1.08 KP＝2.5 （選擇三排） ＝1.442 kW 由P0、n1P 圖9-13定鏈型號12A 其他選型方案比較 方案 排數(shù) KP 功率Pca 型號 節(jié)距P（mm） 滾子外徑d（mm） 1 1 0.9557 3.607 16A 25.40 15.88 2 2 1.628 2.121 16A 25.40 15.88 3 3 2.3943 1.442 12A 19.05 11.91 討論：當P↑，結構尺寸↑，如n一定，承載力↑，但運動不平穩(wěn)性，動載、噪音也嚴重。結論；因此，在滿足一定功率條件下，P越小越好，高速鏈尤其如此。如再考慮經(jīng)濟性時： 當功率大（CP），V高時，選節(jié)距（P）小，用多排鏈 當a小，i大時選節(jié)距（P）小，用多排鏈 當a大，i小時選節(jié)距（P）大，用單列鏈 因此，本設計選擇了方案三 5）求中心距a'（實際） （9-20） ＝770.88mm 為使安裝后，松邊得到適當?shù)拇苟龋? 則 a'實=a-Δa（Δa≥2p），松邊垂度控制在（0.01~0.02）a Δa——松邊長度 Δa=（0.01~0.02）a a'實=a－Δa＝770.88－770.88×（0.01~0.02）=1023.7~1025.79 取整 a＝1025 當輪用可調中心距或張緊輪外，亦可用壓板、托板、張緊當兩輪軸線傾斜>60°時，必須張緊，當無張緊裝置，而中心距又不可調時，必須精算中心距a、 6）計算鏈速 ＝0.4807 m/s 4、小鏈輪孔徑dkmax dkmax＝53 （表9-1） 當鏈與輪P與Z一定以后，則鏈輪各部分結構尺寸基本已定，據(jù)此由齒側凸緣最大直徑DH（表9-2）再考慮到鍵槽削弱和輪轂強度的影響，則軸孔最大直徑dkmax即可求出表9-1，P，Zdkmax必大于安裝輪外軸徑（由強度定），若不夠則采用特殊鏈輪結構或重新設計。增大Z、P值。 5、軸上壓力——Q 工有效圓周力 （N） ＝ ＝5389.3（N） 軸上壓力 按水平布置取壓力軸力系數(shù)：Kp＝1.5 Fp＝Kp×Fe＝Kp×5389.3×1.5＝13473.2 （N） 6，鏈輪設計 設計公式：分度圓直徑（公稱直徑） 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 d—滾子直徑 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒高 小鏈輪 103.6 112.20 100.29 50.62 大鏈輪 527.67 537.61 525.70 50.62 二，減速器內(nèi)部傳動零件的設計 （一）高速級傳動設計――錐齒輪傳動 由于圓錐齒輪的強度計算是按（機械原理中當量齒輪是按大端背錐展開的，但強度計算時考慮載荷作用于中點）齒寬中點背錐展開的當量直齒圓柱齒輪進行的，所以要了解的參數(shù)包括當量齒輪的參數(shù) 齒數(shù)比μ，錐頂距R，大端分度圓直徑d1，d2（平均分度圓直徑dm1，dm2），齒數(shù)Z1、Z2，大端模數(shù)m，b—齒寬 1，已知 傳動比：i＝2.695 功率P＝2.970 kW 小齒輪：n1＝960 r/min 扭矩T1=29.55 N×m 大齒輪：n2＝356.215 r/min 扭矩T2=75.68 N×m 2，選材 大小齒輪均選45號鋼 8級精度要求 小齒輪：調質處理 硬度236HBS（可選范圍217～255HBS） 大齒輪：正火處理 硬度190HBS（可選范圍162～217HBS） 大小齒輪硬度差為46HBS，符合要求。 3，接觸疲勞強度設計 （10-26） 1)、參數(shù)確定 ①T1=29.55 N×m ②初選 Kt＝2 ③彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10－6、直齒輪計算) ④u＝i＝2.695 ⑤ΦR＝0.3，（錐齒輪，ΦR＝0.25～0.35） ⑥許用接觸應力[σ]H [σ]H ＝KNσlim /S σHlim1＝680 MPa （圖10-21 d,MQ材料及熱處理質量達中等要求） σHlim2＝400 MPa 預計使用壽命N1＝60×n1×j×Lh＝60×960×1×2×8×300×3＝8.29×108 h N2＝N1÷i ＝8.29×108 h ÷2.695＝3.078×108 h 壽命系數(shù)KN＝KN1＝KN2＝0.95 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 [σ]H1＝（KN1×σHlim1）÷S＝496.92 Mpa [σ]H2＝（KN2×σHlim2）÷S＝292.31 Mpa [σ]H＝（[σ]H1+[σ]H2）÷2＝394.615 Mpa 2）、計算 ＝＝=83.526mm 傳動尺寸 dm1＝dt1（1－0.5 ）＝83.526×（1－0.5×0.3）＝70.997mm ＝4.198 m/s 3），修正分度圓直徑 載荷系數(shù)：K= KA×KV×Kβ 工作情況系數(shù)KA 初載荷系數(shù)KV＝1.19 （查圖10-8 八級精度） 齒向載荷分布系數(shù)Kβ＝1.5×KHβbe＝1.5×1.25＝1.875 （按表10-9 ，工業(yè)用及一個兩端支承一個懸臂，軸承系數(shù)可得KHβbe＝1.25） K＝1×1.19×1.875＝2.23125 ＝＝86.612 mm 4，選齒數(shù)及計算其他幾何參數(shù) Z1＝29 Z2＝i×Z1＝29×2.695＝78.155 取整 Z2＝78 實際傳動比：i＝Z2÷Z1＝78÷29＝2.690 模數(shù) m＝÷Z1＝86.612÷29＝2.9866 取標準模數(shù)m＝3 分度圓直徑：＝Z1×m＝87mm ＝Z2×m＝261mm 錐頂距＝＝137.0062mm 齒寬 ＝137.00×0.3＝41.10mm，取整b＝42mm 由 可得＝20.395。 ＝69.6145。 齒頂高ha＝m＝3mm 齒根高hf＝1.25m＝3.75mm 圓周力 ＝779.189 N () ＝579.95 徑向分力＝272.647 N 軸向分力 ＝101.367 N 法向力 名稱 代號 參數(shù) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 17 87 模數(shù) M 3 分錐角 20.395 69.6145 齒頂高 ha 3mm 齒根高 hf 3.75 mm Mm 分度圓直徑 D 87 mm 261 mm 齒頂圓直徑 da 93 mm 267 mm 齒根圓直徑 df 79.5 mm 253.5 mm 錐距 R 137.006mm 頂隙 C 3mm 齒寬 B 42mm 圓周力 Ft 779.189 N 779.189 N 徑向分力 Fr 272.647 N 101.367 N 軸向分力 Fa 101.367 N 272.647 N 5，彎曲疲勞強度校核 [σ]F ＝KNσlim /S 1） 參數(shù)確定 K＝2.23 F1＝T1÷（2×dm）＝29.55×1000÷（2×87×0.85）＝199.70 N 齒形系數(shù)＝2.45 應力校正系數(shù)＝1.65 （表10－5） 壽命系數(shù)KN＝KN1＝KN2＝0.9 （圖10-18） 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 ＝450MPa ＝310 MPa （圖10－20） 取較小值：310 MPa 2） 計算 ＝168.817 MPa [σ]F ＝KNσFEim /S 199.29 MPa σF <[σ]F 設計合理 （二）低速級傳動設計――柱齒輪傳動 已知數(shù)據(jù)： 傳動比 i＝4，功率P＝2.827 kW 小齒輪：n1＝356.215 r/min 扭矩T1= =75.68 N×m 大齒輪：n2＝89.05 r/min 扭矩T2=290.23 N×m 1，選精度等級、材料及齒數(shù) 小齒輪：45號鋼、調質處理、硬度230HBS（可選范圍217～255HBS） 大齒輪：40Cr號鋼、調質處理、硬度270HBS（可選范圍241～286HBS） 8級精度、硬質齒輪，斜齒輪，大小齒輪硬度差40HBS 選Z1＝24，Z2＝97，β＝14。 2，按齒面接觸強度設計：按以下公式設計法面直徑 （10-21） 1) 參數(shù)的確定 I. 試選Kt＝1.6 II. 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh＝2.433 III. 扭矩T1= =75.68 N×m IV. φd＝0.8（硬齒面） V. 彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10－6) VI. 端面重合度ε (圖10-26，Z1＝24，Z2＝97，β＝14) εa1＝0765，εa2＝085 ε＝εa2+εa1＝1.615 VII. 確定[σ]H σHlim1＝600 MPa σHlim2＝550 MPa （圖10-21 d ,MQ材料及熱處理質量達中等要求） 使用壽命：N1＝60×n1×j×Lh＝60×356.215×1×2×8×300×3＝3.078×108 h N2＝N1÷i ＝3.078×108 h ÷4＝7.69×107 h/ 壽命系數(shù)KN1＝0.90、KN2＝0.95 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.3 [σ]H1＝（KN1×σHlim1）÷S＝540 Mpa [σ]H2＝（KN2×σHlim2）÷S＝522.5 Mpa [σ]H＝（[σ]H1+[σ]H2）÷2＝531.25 Mpa 2) 計算 ＝ ＝56.19 mm 速度 ＝1.048 m/s 齒寬 B＝φd×dt1=44.952 mm 3） 修正法面分度圓直徑 載荷系數(shù)：K=KA×KV×KHβ×KHα 工作情況系數(shù)KA=1.25 初載荷系數(shù)KV＝1.059 （查圖10-8 八級精度） 齒向載荷分布系數(shù)KHβ， （由表10-4可得：8級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置） KHβ＝1.15+0.18（1+0.6φd2）φd2+0.31×10-3B＝1.323 齒間載荷分配系數(shù) KHα＝1.4（表10-3） K=KA×KV×KHβ×KHα＝1.25×1.059×1.323×1.4＝2.431 修正后分度法面圓直徑：＝＝64.597 mm 3，幾何參數(shù) 模數(shù)m＝d1×cosβ÷Z1＝2.611 取標準模數(shù) 法面模數(shù)mn＝3 d1＝mZ1＝3×24＝72mm d2＝mZ＝3×97＝291mm 中心距a＝＝187.056 mm 取整a＝188mm 修正β＝＝15.110350 分度圓直徑 d1＝mZ1/cosβ＝74.579mm d2＝mZ2/ cosβ＝301.42mm -名稱 代號 參數(shù) 小齒輪 大齒輪 齒數(shù) Z 24 97 螺旋角 β 150 6/ 37// 基圓柱螺旋角 βb 140 10/ 44// 法面模數(shù) mn 3 端面模數(shù) mT 3.1074 法面壓力角 αn 20 端面壓力角 αt 200 39/ 24/ 法面齒距 pn 9.425 端面齒距 pt 9.763 法面基圓齒距 pbn 8.857 分度圓直徑 d 74.579 301.420 基圓直徑 db 69.784 282.042 齒頂高 ha 3 齒根高 hf 3.75 齒頂圓直徑 da 80.579 307.420 齒根圓直徑 df 67.079 293.542 圓周力 Ft 717.778 1925.75 徑向分力 Fr 270.082 724.613 軸向分力 Fa 188.219 504.978 法向力 Fn 789.668 2118.627 4，按齒根彎曲強度校核 校核公式：＝ 1) 參數(shù)確定 載荷系數(shù)：K＝2.431 （前計算） 圓周力Ft＝2T÷d＝2×75.84×103÷74.579＝2006.90 N 齒形系數(shù)YFa＝2.65 應力校正系數(shù)YSa＝1.58 （表10－5） 縱向重合度 εβ＝0.318φdtanβ＝1.649 (參考書一P213) 螺旋角影響系數(shù) Yβ＝0.815 （表10-28） 壽命系數(shù)KF1＝0.85、KF2＝0.8 (圖10-18) 疲勞強度安全系數(shù) S＝1.25～1.5 取S＝1.4 σFElim1＝500 MPa σFElim2＝380 MPa （圖10-21 d MQ材料及熱處理質量達中等要求） [σ]FE1＝（KF1×σFE lim1）÷S＝303.57 Mpa [σ]FE2＝（KF2×σFE lim2）÷S＝238.86 Mpa [σ] FE＝min（[σ] FE 1+[σ] FE 2）＝238.86 Mpa 2)，計算 ＝142.19 Mpa<[σ] FE＝238.86 Mpa 符合要求 第五，軸系零部件的初步選擇 一、擬定軸上零件的裝配方案 根據(jù)軸上零件的結構特點，首先要預定出主要零件的裝配方向、順序和相互關系，它是軸進行結構設計的基礎，擬定裝配方案，應先考慮幾個方案，進行分析比較后再選優(yōu)。 原則：1）軸的結構越簡單越合理；2）裝配越簡單、方便越合理。 二、軸有關數(shù)據(jù)的確定 1，選材： 碳素鋼——價廉時應力集中不敏感——常用45#，可通過熱處理改善機械性能，一般為正火調質 2，軸最小直徑的確定原則 ①設計公式： （mm）軸上有鍵槽 放大：3~5%一個鍵槽；7~10%二個鍵槽。取標準植 ——許用扭轉剪應力（N/mm2）， 表11-3 ——考慮了彎矩的影響 A0——軸的材料系數(shù)，與軸的材料和載荷情況有關。根據(jù)表15-3可知：材料45號鋼的A0值為107～126，取平均值A0＝114.5 ②如軸上有鍵槽，則d放大：3~5%1個；7~10%2個取整 ③如是輸出軸或者輸入軸，則要考慮聯(lián)軸器的型號；而選擇聯(lián)軸器的型號時需要考慮電動機或者輸出工作機構的軸徑。 在本設計中，由于選擇的電動機的輸出軸直徑為38mm，與之相配的彈性連軸器為TL6型號，其從動軸直徑為35mm，所以確定軸I的最小直徑為35mm；同時雖然軸II初算最小直徑為25.513mm，但通常低速軸不小于高速軸，故確定軸II最小直徑為35mm。 3、零件的定位 軸向定位： 軸肩和軸環(huán)、套筒、軸用圓螺母、軸端檔圈、軸承端蓋、彈性檔圈、 鎖緊檔圈、緊定螺釘或銷8）圓錐面（+檔圈、螺母） 周向定位： 鍵、花鍵、緊定螺釘、銷、過盈配合 4、各軸段直徑確定 a) 按扭矩估算所需的軸段直徑d min； b) 按軸上零件安裝、定位要求確定各段軸徑。 注意：①與標準零件相配合軸徑應取標準植；②同一軸徑軸段上不能安裝三個以上零件。 綜上所述，可得各軸的有關參數(shù)如下： 名稱 代號 軸I 軸II 軸III 功能 輸入軸 中間軸 輸出軸 轉速 N（r/min） 960 356.215 89.054 功率 P（kW） 2.970 2.823 2.711 扭矩 T(Nm) 29.55 75.684 290.723 材料 45號鋼 初算最小直徑 D 17.685mm 25.513mm 37.897mm（已考慮鍵槽） 鍵的數(shù)目 2 2 2 聯(lián)軸器 TL6GB4323-84 無 TL6GB4323-84 修正最小直徑 35mm 35 mm 40 mm 主要零件 小錐齒輪 大錐齒輪 小斜柱齒輪 大斜柱齒輪 定位 左 圓螺母+止動墊圈 軸肩 軸肩 右 套筒 套筒 套筒 周向 鍵 鍵 鍵 軸承 圓錐滾子軸承 30208 30207 30209 定位 軸承蓋+套筒 軸承蓋+軸肩/套筒 軸承蓋+軸肩/套筒 周向 過盈配合 過盈配合 過盈配合 軸承蓋 內(nèi)徑 35mm 40？ 72mm 三、軸承的校核’ （一），本設計的軸承均采用圓錐滾子軸承原因在于 圓錐滾子軸承——3（7）能同時承受徑向載荷和單向Fa，越大，承受Fa能力越大，承載能力高于角接觸球軸承，但極限轉速稍低，外圈可分離，一般應成對使用，對稱安裝，但安裝調整比較麻煩。同時考慮到從設計要求考慮到本設計的減速器功率較大，轉速較低，工作有效作用力比較大。所以本設計采用圓錐滾子軸承。 （二），軸承的安裝 軸I的軸承反裝（背靠背），軸II和軸III的軸承均采用正裝（面對面） ，其原因在于正裝軸承（面對面）適合于傳動零件位于兩支承之間，軸承反裝（背靠背）適合于傳動零件處于外伸端， 正裝（面對面） 支點距離 L1>L2 反裝（背靠背） （三），校核 在本設計中，軸I作為輸入軸，轉速較高，所以設計中只是校核軸I的軸承即可 已知軸I及軸承參數(shù) Fr3 Ft3 Ft2 Fr2 Fa1 Fr1 Ft1 L1 L2 已知參數(shù)： 軸承型號：圓錐滾子軸承30208， e＝0.37， C0＝59.8KN ε＝10/3 Ft1＝799.189N Fr1＝272.64N Fa1＝101.367N 轉速n=960r/min L1＝44.85mm L2＝103.8mm 1）求徑向力 FV3＝Fr1×L1÷L2＝117.806N FH3＝Ft1×L1÷L2＝345.314N Fr3＝(FV32+ FV32)1/2=364.856N FV2＝FV3+ Fr1=390.453N FH2＝FH3+ Ft1＝1144.494N Fr2＝(FV22+ FV22)1/2=1209.738N 2）求派生軸向力 由派生軸向力Fd＝e×Fr以及表13-7可得 Fd2＝e×Fr2＝0.37×1209.738＝447.603N Fd3＝e×Fr3＝0.37×364.856＝112.798N Fd3 Fd2 Fa1 由于Fa1＋Fd3＝214.165N< Fd2＝447.603N 所以軸承3壓緊，軸承2放松 Fa2＝Fd2＝447.603N Fa3= Fd2－Fa1＝346.24N 3）計算當量動載荷 Fa2÷Fr2＝0.37＝e=0.37 Fa3÷Fr＝0.949 > e=0.37 由表13-7可得X2＝1，Y27＝0 X3＝0.4，Y3＝1.6 fp＝1.2～1.8，取fp＝1.5 則P2＝fp×（X2×Fr2+ Y2×Fa2）＝1814.607 N P3＝fp×（X3×Fr3+ Y3×Fa3）＝553.984 N 4）驗算壽命 根據(jù)公式得 ＝＝1.992×106h＝415年>3年 結論：軸承符合要求 四、軸的強度校核計算 因為各軸的材料一樣，而且直徑相近，輸出軸的轉速低，扭矩大，所以軸的校核只需要對輸出軸（軸III）的校核即可。 Ft2 Ft1 Ft3 Fa1 Fr1 Ft1 A L2 B C Fr2 （一）先校核軸承 已知參數(shù)： 軸承型號：圓錐滾子軸承30208， e＝0.4， C0＝64.2KN ε＝10/3 Y＝1.5 Ft1＝1925.75N Fr1＝724.613N Fa1＝504.978N 轉速n=89.05 r/min AB＝144.15mm BC＝49.15mm AC＝193.3mm 1）求徑向力 Fv2＝Fr1×BC÷AC＝184.246N FH2＝Ft1×BC÷AC＝489.657N Fr2＝(Fv22+ FH22)1/2=523.174N Fv3＝Fr1×AB÷AC＝540.367N FH3＝Ft1×AB÷AC＝1436.094N Fr3＝(Fv32+ FH32)1/2=1534.393N 2）求派生軸向力 由派生軸向力Fd＝e×Fr以及表13-7可得 Fd2＝e×Fr2＝0.4×523.17＝209.270N Fd3＝e×Fr3＝0.4×1534.393＝613.757N Fd3 Fd2 Fa1 由于Fa1＋Fd3＝1118.735N< Fd2＝209.270N 所以軸承2壓緊，軸承3放松 Fa3＝Fd3＝613.757N Fa2= Fd2+Fa1＝1118.735N 3）計算當量動載荷 Fa2÷Fr2＝2.138 > e=0.4 Fa3÷Fr3＝0.4＝e=0.4 由表13-7可得X2＝1，Y2＝0 X3＝0.4，Y3＝1.5 fp＝1.2～1.8，取fp＝1.5 則 P2＝fp×（X2×Fr2+ Y2×Fa2）＝784.761 N P3＝fp×（X3×Fr3+ Y3×Fa3）＝2301.589 N 4）驗算壽命 根據(jù)公式得（用較大的P計算） ＝＝1.239×107h＝2569年>3年 軸承符合要求 （二）校核軸 條件：已知支點、距距，M可求 時 步驟： 1、作軸的空間受力簡圖（將分布看成集中力，）軸的支承看成簡支梁，支點作用于軸承中點將力分解為水平分力和垂直分力 T D Ft3 Ft1 C B Fx22 Ft1 Fa1 Fr1 A C Fy2 Fa2 Fa3- 已知： 軸向 水平方向 垂直方向 Fa1＝504.978N Ft1＝1925.75N Fr1＝724.613N Fa2＝1118.735N Fx2＝489.657N Fy2＝184.264N Fa3＝613.757N Fx3＝1436.094N Fy3＝540.367N T=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm 本軸采用45號鋼材料，[σ-1]＝60Mpa 2、作水平內(nèi)彎矩圖、垂直平面內(nèi)的彎矩圖、合成彎矩圖、作扭矩圖 其中合成彎矩 ——為將扭矩折算為等效彎矩的折算系數(shù) ∵彎矩引起的彎曲應力為對稱循環(huán)的變應力，而扭矩所產(chǎn)生的扭轉剪應力往往為非對稱循環(huán)變應力 ∴α與扭矩變化情況有關，本設計為扭矩脈動循環(huán)變化，取α＝0.6 水平內(nèi)彎矩極點在B點 MH＝Fx2×AB＝67.557Nmm 水平內(nèi)彎矩極點在B點 MV1＝Fy2×AB＝26.56Nmm MV2＝Fy×BC+FA1×D÷2＝-49.535Nmm（D為斜大齒輪分度圓直徑） MVMax＝MV2＝-49.535 Nmm 合成彎矩＝83.664Nmm 3，校核 校核公式Mpa < [σ-1] (15-5) W——抗彎截面模量 mm3，見表15-4不同截面的W。 因為本軸有一個鍵槽（b＝12，t＝5）而且軸徑D＝40， 故W=＝5364.435mm3 所以＝36.014Mpa< [σ-1]=60Mpa 所以本軸設計符合要求。 五、鍵的校核 1， 本設計均采用：普通圓頭平鍵 普通平鍵——用于靜聯(lián)接—即軸與輪轂間無相對軸向移動， 構造：兩側面為工作面，靠鍵與槽的擠壓和鍵的剪切傳遞扭矩 軸上的槽用盤銑刀或指狀銑刀加工 輪轂槽用拉刀或插刀加工。 型式：圓頭—A型（常用）—為防轉、鍵（指端銑刀加工）與槽同形、鍵頂上面與轂不接觸有間隙 2， 鍵聯(lián)接的強度校核 本說明書對扭矩較大的輸出軸（軸III）的校核即可 失效形式： 壓潰（鍵、軸、轂中較弱者——靜聯(lián)接） 磨損（動聯(lián)接） 鍵的剪斷（較少） 1） 已知參數(shù)： 軸徑d＝40mm，齒輪輪轂寬度為50mm 扭矩T=290.23Nm 載荷有輕微沖擊 軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼 2) 校核擠壓強度條件為： Mpa (6-2) (kW) ——許用擠壓應力 Mpa ，表5-1 P113 T——扭矩（Nmm） k——工作高度 k=h/2 l——工作長度 l=L-b （A型鍵L——公稱長度） d——軸徑（mm） 3）計算 根據(jù)直徑d＝40mm，從表6-1中查得鍵分截面尺寸為b×h＝12mm×8mm， 取鍵長L＝45mm 工作長度為l＝L－b＝33mm 工作高度k=h/2＝4mm 軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼 許用擠壓應力[σ]=100~120 Mpa,取其平均值[σp]＝110 Mpa 結論：符合要求 第六，其余機構參數(shù)設計 一，軸承的選擇和計算（具體見五軸系零部件的初步選擇和表） 軸 軸承 安裝方式 軸I 圓錐滾子軸承30208GB/T297.94 反裝 軸II 圓錐滾子軸承30207GB/T297.94 正裝 軸III 圓錐滾子軸承30209GB/T297.94 正裝 二，聯(lián)軸器的選擇 軸 連軸器 設計原則 軸I TL6GB4323-84 根據(jù)電動機的輸出軸直徑為38mm而定 軸II 無 軸III TL6GB4323-84 根據(jù)軸III的最小直徑37mm 三，潤滑和密封方式的設計和選擇 1，本設計采用油潤滑 原因：潤滑冷卻效果較好，f較小，但供油系統(tǒng)和密封裝置均較復雜，適于高速場合。 潤滑方式：飛濺潤滑，通過適當?shù)挠筒蹃戆延鸵敫鱾€軸承中。 潤滑油選擇：CKC150 GB5903－86 粘度的選擇：12~20cst。1）載荷大，n低，工作溫度高時用粘度大的潤滑油；2）載荷小，dn大，用粘度低的潤滑油，攪油損失小，冷卻效果好 2， 密封方式：U型橡膠油封 橡膠油封（標準件、較常用）——耐油橡膠制唇形密封圈靠彈簧壓緊在軸上，唇向外—防灰法，唇向里—防油流失，組合放置—同時起防灰和防油流失的作用。 四、箱體設計（mm） 名稱 符號 參數(shù) 設計原則 箱體壁厚 Δ 10 （0.025～0.03）a+Δ>8 箱蓋壁厚 δ1 10 （0.8～0.85）δ>8 凸緣厚度 箱座 B 15 1.5δ 箱蓋 b1 12 1.5δ1 底座 b2 25 2.5δ 箱座肋厚 M 10 >0.85δ 箱蓋肋厚 m1 10 >0.85δ1 凸臺高度 H 結構而定 凸臺半徑 R 14 = C2 軸承蓋的外徑 D2 D+(5~5.5)d3 (D為軸承外徑) 地腳螺釘 直徑 Df 16 雙級減速器， R+a＝325 數(shù)目 N 4 通孔直徑 df、 20 沉頭座直徑 D0 45 底座凸緣 C1 25 C2 20 聯(lián)接螺釘 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 10 0.75 df 箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 聯(lián)接螺栓直徑 D 10 通孔直徑 d、 11 沉頭座直徑 D 22 凸緣尺寸 C1 18 凸緣尺寸 C2 14 定位銷直徑 D 8 (0.7~0.8)d2 軸承蓋螺釘直徑 d3 10 (0.4~0.5)df 視孔蓋螺釘直徑 D4 6 (0.3~0.4)df 箱體外壁至軸承蓋座端面的距離 L1 40 C1+ C2+(5~8) 大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離 Δ1 12 >1.2δ 齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 Δ2 10 >δ(>10~15) 注釋：a：中心距之和，a＝188 Δ：與減速器有關，兩級減速器，Δ＝3 五，附件設計 為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 名稱 規(guī)格或參數(shù) 作用 窺視孔 視孔蓋 140×120 為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 通氣器 通氣罩 M18×1.5 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。 軸承蓋 凸緣式軸承蓋 六角螺栓固定（M6） 固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點是拆裝、調整軸承方便，但和嵌入式軸承蓋相比，零件數(shù)目較多，尺寸較大，外觀不平整。 定位銷 M8×30 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。 油面指示器 油標尺M16 檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器， 放油螺塞 M12×1.5 換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈。 啟蓋螺釘 M10×30 為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出1～2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設啟箱螺釘，啟蓋時用起子撬開箱蓋，啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕壜?lián)接螺栓。 起吊裝置 吊耳+吊鉤 當減速器重量超過25kg時，為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，如在箱體上鑄出吊耳或吊鉤等。 六、設計明細表 序號 名稱 數(shù)目 材料 型號和規(guī)格 1 軸I 1 45 35mm 2 鍵 1 45 鍵10×70GB1096-79 3 軸承蓋 1 HT200 D＝40mm 4 軸承蓋聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M8×35 5 套杯 1 HT150 D＝40mm 6 套杯聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 7 套杯聯(lián)接螺栓彈簧墊圈 6 65Mn 墊圈GB93-87-10 8 油杯 1 A10 GB1154-89 9 箱蓋聯(lián)接螺栓 4 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×40 10 箱蓋聯(lián)接螺母 4 Q235A 螺母GB6170－86－M10 11 箱蓋彈簧墊圈 4 65Mn 墊圈GB93-87-10 12 起蓋螺釘 1 Q235A 螺母GB6170－86－M10×30 13 凸緣聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M12×120 14 凸緣聯(lián)接螺母 6 Q235A 螺母GB6170－86－M12 15 凸緣彈簧墊圈 6 65Mn 墊圈GB93-87-10 16 軸II軸承蓋 1 HT150 40mm 17 軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓 6 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×40 18 視孔蓋聯(lián)接螺栓 12 Q235A 螺栓GB5782－86－M6×20 19 通氣罩 1 20 視孔蓋 1 Q235A 140×120 21 軸III軸承蓋 1 HT150 72mm 22 軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 23 油尺 1 Q235A M16 24 螺塞 1 Q235A M20 25 封油墊 1 石棉橡膠紙 26 軸承 2 滾動軸承30209GB/T297.94 27 U形油封 1 工業(yè)用革 U形油封40×65×12.5GB13871－9 28 鍵 1 45 鍵10×45GB1096-79 29 軸III 1 45鋼 40mm 30 調整墊片 2 08F 31 軸III軸承蓋 1 HT150 72mm 32 軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 33 密封墊片 2 08F 34 密封墊片 2 08F 35 軸承 2 滾動軸承30207GB/T297.94 36 鍵 1 40 鍵10×40GB1096-79 37 軸II 1 45 Φ35 38 調整墊片 2 08F 39 軸II軸承蓋 1 HT150 72mm 40 軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓 162 Q235A 螺栓GB5782－86－M10×35 41 軸套 1 45 Φ45×16 42 大錐齒輪 1 45 M=3,z=78, 43 軸端擋圈 1 Q235A GB892-86-A35 44 鍵 1 45 鍵10×32GB1096-79 45 小錐齒輪 1 45 M=3,z=29, 46 軸套 1 45 Φ80×16 47 墊片 2 08F 48 軸套 1 45 Φ50×16 49 軸承 2 滾動軸承30208GB/T297.94 50 墊片 2 08F 51 止動墊圈 1 Q235A GB858-88-35 52 圓螺母 1 45 螺母GB810-88-M35×1.5 53 U形油封 1 工業(yè)用革 U形油封35×60×12.5GB13871－92 54 箱蓋 1 HT200 55 箱體 1 HT200 56 鍵 1 45 鍵10×36GB1096-79 57 小斜齒輪 1 45 M=3,z=24,β=150 6/ 37// 58 大斜齒輪 1 40Cr M=3,z=96,β=150 6/ 37// 59 軸套 1 45 Φ50×16 60 定位銷 2 45 GB117－86 M8×30 七、技術說明 1， 技術特性 輸入功率（kW） 輸入轉速r/min 傳動比i 效率 2.977 960 10.87 0.89 圓錐齒輪傳動特性 圓柱齒輪傳動特性 m 齒數(shù) 精度等級 m 齒數(shù) β 精度等級 3 Z1 29 8c GB11365-89 3 Z1 24 150 6/ 37// 8c GB11365-89 Z2 78 8c GB11365-89 Z2 97 8c GB11365-89 2， 技術要求 1， 支配前，所有零件需要進行清洗，箱體內(nèi)壁涂耐油油漆，外表面涂灰色油漆； 2， 嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.16mm，鉛絲直徑不得大于最小側隙4倍； 3， 齒面接觸斑點沿齒面高度不得小于50％，啞巴齒長不得小于50％； 4， 圓錐滾子軸承的軸向調整游隙為0.05～0.10mm； 5， 檢查減速器剖分面，各接觸面和密封處均不許漏油；剖分面允許以密封膠或者水玻璃； 6， 減速器安裝后應該按逐步加載法進行運轉，切不可直接滿載運轉，或者按減速器試驗規(guī)程進行試驗。