基于solidworks的双级圆柱齿轮减速器机械实体造型设计

目录摘要11绪论311减速器及其研究方法的现状和发展趋势312SOLIDWORKS及其在工程中的应用613课题的提出和研究意义714课题的主要内容82双级圆柱齿轮减速器的设计计算及分析921减速器的结构922设计的条件及要求923方案设计及电机选择924设计V带和带轮1225齿轮的设计1426减速器机体结构尺寸1627轴的设计1728高速轴大齿轮的设计2829联轴器的选择29210润滑方式的确定29211其他附件303减速器的三维实体建模3131三维建模原理3132零件模型的建立31321典型零件建模过程分析31322小结3433虚拟装配35331虚拟装配的意义35332装配过程3634干涉分析3835物理模拟及动画制作3936导出工程图404全文总结与展望41谢辞42参考文献43基于SOLIDWORKS的双级圆柱齿轮减速器机械实体造型设计摘要机械工业为国民经济提供设备，它的技术和现代化程度极大的影响着整个国民经济的技术水平。现代化的工业、农业、交通等各个部门的发展要求设计出更多生产效率高，性能良好的机械设备。为此，必将对机械设计或机构设计提出更高的要求。目前，我国的机械工业水平和世界一流技术还存在不少的差距，甚至某些行业仍然存在着仿制和类比设计，缺乏自主的创新性，关键问题之一就是设计水平落后。要改变这一现状，就必须要重视现代设计方法的研究、推广和应用。在此背景下，基于计算机的虚拟技术，虚拟产品开发就越来越显出其独特的优势。本课题的主要目的就是把虚拟技术与传统减速器相结合，基于SOLIDWORKS虚拟环境，对双级圆柱齿轮结构进行三维建模、装配，然后对其虚拟模型进行运动仿真，实现了计算机和传统机械的结合分析，对传统减速器的设计、改进提供一个方便有利的研究平台。本文从双级圆柱齿轮减速器入手，分析双级圆柱齿轮减速结构的组成及工作过程，对其内部结构、工作方式和原理做了一个比较详细的论述，分析了应用虚拟设计方法到达快速开发传统减速器的可行性和优越性。并对虚拟建模技术在今后的机械行业中将能起到的巨大推动作用，进行了展望。经过研究和分析，可以说虚拟装配技术的应用能够有效的检验零部件及装配的合理性，缩短设计周期，而且可以更方便、更准确的进行部分优化设计，并可以与其他的现代技术相接轨，实现科学研究的与时俱进。这项技术的广泛合理应用，将会给机械行业的发展带来巨大的飞跃。关键词SOLIDWORKS，双级圆柱齿轮减速器DOUBLECYLINDERGEARREDUCERDESIGNBASEDONSOLIDWORKSABSTRACTMACHINERYINDUSTRYPROVIDESEQUIPMENTFORTHENATIONALECONOMYITSTECHNOLOGYANDMODERNIZATIONGREATLYIMPACTONTHENATIONALECONOMYASAWHOLELEVELOFSKILLSTHEMODERNIZATIONOFINDUSTRY,AGRICULTURE,TRANSPORTATIONANDOTHERREQUIREMENTSFORTHEDEVELOPMENTOFVARIOUSDEPARTMENTSNEEDTODESIGNMOREEFFICIENTPRODUCTION,THEGOODPERFORMANCEOFTHEMECHANICALEQUIPMENTSOITISBOUNDTOMECHANICALDESIGNORINSTITUTIONSDESIGNEDTOHIGHERREQUIREMENTSATPRESENT,CHINASMACHINERYINDUSTRYSTANDARDANDWORLDCLASSTECHNOLOGYTHEREARESTILLMANYGAPS,EVENSOMEINDUSTRIESTHEREARESTILLIMITATIONANDANALOGDESIGN,LACKOFINDEPENDENTINNOVATIONTOCHANGETHISSITUATION,ITISNECESSARYTOATTACHIMPORTANCETOMODERNDESIGNMETHODSOFRESEARCH,EXTENSIONANDAPPLICATIONINTHISCONTEXT,COMPUTERBASEDVIRTUALTECHNOLOGY,VIRTUALPRODUCTDEVELOPMENTONTHEINCREASINGLYSHOWITSUNIQUEADVANTAGESTHEMAINPURPOSEOFTHISTASKISTOVIRTUALTECHNOLOGYCOMBINEDWITHTRADITIONALREDUCER,BASEDONSOLIDWORKSVIRTUALENVIRONMENT,THEDUALCLASSSTRUCTUREOFGEAR3DMODELING,ASSEMBLYANDMOVEMENTOFTHEIRVIRTUALMODELSIMULATION,ACOMPUTERREALIZETHECOMBINATIONOFTRADITIONALMECHANICALANALYSIS,THEDESIGNOFTHETRADITIONALREDUCER,IMPROVEDTOPROVIDEACONVENIENTFAVOURABLERESEARCHPLATFORMTHISARTICLEFROMTHEDOUBLECYLINDERGEARREDUCERSTARTOFDOUBLECYLINDERGEARSLOWDOWNINTHECOMPOSITIONANDSTRUCTUREOFTHEWORKPROCESS,ITSINTERNALSTRUCTURE,WORKINGMETHODSANDPRINCIPLESTODOAMOREDETAILEDEXPOSITIONOFTHEAPPLICATIONOFVIRTUALDESIGNMETHODATRAPIDDEVELOPMENTTRADITIONALREDUCERTHEFEASIBILITYANDSUPERIORITYANDVIRTUALMODELINGTECHNOLOGYOFTHEMACHINERYINDUSTRYINTHEFUTUREWILLBEABLETOPLAYATREMENDOUSROLEINPROMOTING,FORTHEFUTUREAFTERRESEARCHANDANALYSIS,ITCANBESAIDOFTHEVIRTUALASSEMBLYTECHNOLOGYCANBEEFFECTIVELYAPPLIEDTHETESTOFCOMPONENTSANDASSEMBLYISREASONABLETOSHORTENTHEDESIGNCYCLE,BUTALSOMORECONVENIENTANDMOREACCURATEPARTOPTIMIZEDDESIGN,ANDWITHOTHERMODERNTECHNOLOGYCONVERGENCE,ANDSCIENTIFICRESEARCHTOADVANCEWITHTHETIMESTHETECHNOLOGYOFTHEEXTENSIVEAPPLICATIONOFREASONABLE,TOTHEMACHINERYINDUSTRYWILLBETHEDEVELOPMENTOFHUGELEAPKEYWORDSSOLIDWORKS,DOUBLECYLINDERGEARREDUCER1绪论11减速器及其研究方法的现状和发展趋势减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。减速器的作用有以下两点一是降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩；二则降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。减速器的种类很多，按照传动类型可以分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及它们相互组合起来的减速器；按照传动的级数可以分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可以分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可以分为展开式、分流式和同轴式减速器。20世纪末的20多年，世界齿轮技术有了很大的发展。产品发展有5大趋势高速化、小型化、低噪声、高效率、高可靠度。技术发展3大趋势引人注目硬齿面技术、功率分支技术、模块化设计技术。其他技术的发展，例如加工检测、修形、材料和热处理的质量控制、精度提高、设计方法和手段等也令人惊喜。这些技术的应用和日趋成熟，使齿轮产品的性能价格比大大提高，产品越来越完美，齿轮在传动领域中仍牢牢地占据着不可替代的位置。我国20世纪70年代至90年代初，高速齿轮技术经历了测绘仿制、技术引进（和技术攻关）、到能独立设计制造三个阶段。现在我国自己的设计制造能力基本上可满足国内生产的需要，南高齿设计制造的最高参数为最大功率44MW（正制造55MW），最高线速度168M/S，最高转速67000R/MIN。低速重载齿轮技术，特别是硬齿面齿轮技术也是经历了测绘仿制等阶段，从无到有逐渐发展起来。除了摸索撑握制造技术外，在推广硬齿面技术过程中，还作了解决“断轴”、“选用”等一系列有意义的工作。在七八十年代一直认为国内重载齿轮两大难题“水泥磨减速器”和“轨钢机减速器”，现在可以说已完全解决。八十年代末至九十年代初，伴随着渗碳淬火硬齿面齿轮减速器技术的推广，我国的通用齿轮减速器曾经历了一次大的发展，相继制订了几个硬齿面减速器的系列标准，如几个硬齿面减速器标准ZBJ1900488、ZBJ1902690、YB/T05093。我国有自己知识产权的标准，如“三环”，行成了以南京高速齿轮箱厂为代表的能够生产硬齿面减速器的一批企业，对推进我国齿轮技术的进步，缩短与国外先进水平的差距，对促进国民经济的发展作出了重要贡献。八十年代，仅有FLENDER等少数国外公司进入了中国市场，虽然他们在技术上占有优势，但对于迅猛发展起来的中国硬齿面减速器行业来说，尚构不成太大的威胁。九十年代中期以来，随着国门越来越敞开，国外公司开始大举抢占中国市场，仅在天津就有德国的SEW亚洲制造中心、芬兰圣坦撒罗、德国FLENDER、日本的住友、德国佐轮、日本三木等多家国外公司独资办厂，美国的福克、比利时的HANSEN等许多知名公司也纷纷把自己的通用减速器往中国市场上打（国外公司在中国争的都是通用减速器这一块的市场，专用减速器他们成本高，不占优势）。这些公司不仅是全球经营，而且是全球制造，它们凭装备、技术、资金和规模的优势大有把中国企业一举打垮之势。有的为了占领中国市场，甚至毫不掩饰地宣传自己在中国奉行5年内不赢利的倾销方针。九十年代，国外的通用减速器普遍都经历了一次新的更新的更新换代，它们不断推出的新的更新换代的硬齿面通用减速器标准，不但在承载能力等主要技术指标上又有大的提高，而且在模块化设计方面都作了新的努力，相比之下，我们的标准都已落后，而且已逐渐失去了价格上的优势。可以说，从1995年开始，我国的硬齿面通用减速器就没有能与国外相抗衡产品了，致使我们的企业在与国外公司的竞争中连连失利，仅几年的时间，眼睁睁看着中国需求高档通用减速器的市场基本上已全被国外公司一个一个地占去，中国的通用减速器行业已面临严重的危机。国内通用减速器的市场份额示意图如下。图11简而言之，我国原有减速器与国外的差距主要表现在两个方面技术水平的差距和生产规模的差距。现结合介绍国外技术的发展，着重讲技术水平的差距。（1）承载能力又大幅度提高。以FLENDER公司为例，同样（或基本接近）的中心距1995年样本的额定功率比1988年样本提高1020，1997年样本又比1995年样本提高了约20，1999年样本又比1997年样本提高了约10。除个别公司外，国外著名公司产品样本的承载能力大致在同一条水平线上。承载能力能提高的主要原因，是技术的成熟、质量控制水平的提高和稳定，部分公司采用了修形技术等。而我国现在仍然一直在唱主角的ZBJ1900488和TB/T05093减速器的额定功率仅分别和FLENDER1985，1988年样本值相当，即使能达到标准的水平很多厂达不到，也比人家落后16年，且差距越来越大。同时，由于国外质量控制水平的提高和稳定，选用系数减小。实际选下来，有时国外的减速器可能比我们国产的轻一半左右，就造成选国外的报价会比国产的便宜。质量不如人家，价格上的优势又丧失，国产减速器就压根没法与国外竞争。（2）模块化设计方面作了新的努力。比利时HANSEN公司最早在减速器设计中成功地应用了模块化技术，开发出HPP系列。住友公司引进HANSEN技术，推广了HPP产品。80年代国外大多公司的产品（FLENDER、SEW、THYSSEN）的中心距等主要参数都采用了R20优先数，大大减少了主要件的品种规格，部分实现了模块化设计，我国的几个标准基本上都以此为母型开发的。这类方法总地说仍是模块化程度不高，零件难以形成大的批量。90年代FLENDER彻底甩掉原来的系列体制，按模块化的思路开发出方形的HB系列。HANSEN又丢弃了多面安装的HPP的长方外形，开发出P4系列，其小规格仍继承了HPP的中心距。SEW（SANTASALO）在继续保留原优先数中心距的产品外，又在中小常用规格开发出M、MC系列。住友公司仍是采用HPP的外形，采用25齿形角，2、3、4级用同样的箱体的办法，开发出8000系列，2001年又开发出9000系列。各公司的模块化设计各有特色，共同点几乎都是把输入锥齿轮轴部分作成单独模块组装到圆柱齿轮箱体上，使两类产品的箱体通用。（3）进一步采取降噪措施。FLENDER、HANSEN都是通过改进齿轮的参数和箱体的结构设计来降低噪声。按HANSEN公司标准，P4的噪声比HPP低259DBA。（4）进一步改进密封和外观。密封是各国外公司的重点改进点之一，既要无渗漏，又要摩擦磨损少，功耗发热少。HANSEN，FLENDER，SEW，FALK等公司都研制了自己的密封结构。高速轴多为非接触的迷宫式。许多公司越来越重视减速器的外观造型设计，如HANSEN的P4减速器的外型就是请专业人员设计的。许多减速器都像工艺品一样漂亮。而国产减速器不但外形差，漏油等现象仍很普遍，难以根制。国产减速器技术水平的差距还表现在传动效率低，热功率低，可靠性差等方面。国外公司的通用减速器生产都已形成相当的规模，因而可有效地降低成本，增强竞争力。如日本住友公司的一个制造所就月产齿轮电机25000台；月产模块化通用减速器850台。而我国生产齿轮减速器的专业厂虽高达近200家，但能生产硬齿面齿轮减速器且有一定量的也就是30家左右。硬齿面齿轮通用减速器这一块，都是单件小批生产，产量最高的年产数百台，产值不超过5000万元，低的也就是几百万。把所有骨干企业加到一起，产值产量也或许敌不上国外公司的一个厂。（5）ISO开始着手制订减速器的技术条件标准。截止目前为止，除AGMA外，世界各公司的产品都是按各自的经验和条件生产自己的产品，没有统一的标准，使得工况系数的选用不一致，使用寿命没有统一的规定，热功率计算不准，某些商业炒作因素难以排除，给用户的选用带来很大的不便。90年代ISO开始起草ISO/WD13593工业闭式齿轮传动装置“ENCLOSEDGEARDRIVESFORINDUSTRIALAPPLICATIONS”的技术报告草案，其内容包含直齿、斜齿轮装置、承载能力，计算规则，应用范围的通则。其中的工况系数KSF值采用AGMA的值，给出了两种详细计算热功率的方法，并首次提出按满足100的载荷运行10000小时加上200的载荷运行10000次的循环次数来确定额定功率的方法。ISO标准的制订，必将进一步规范世界减速器行业的行为，促进减速器技术的发展。（6）工况系数的新变化。工况系数减小的趋势以皮带机为例，过去载荷分类为M、H，对应于每天工作10H以上时的工况系数KA为15、20，现在按AGMA标准已降至12515。减速器仍按每天工作小时数划分（3H，310H，10H）。以往不同时间档次之间KA的差值为025。（7）热功率计算。普遍开始考虑海拔高度对散热的影响，增加海拔高度系数。淡化或不再考虑功率利用率的影响。FLENDER1993年前的样本都采用功率利用系数，1997年后修改了热功率计算方法，不再采用功率利用系数。ISO推荐的两种热功率计算方法尚未被采用。FLENDER从型式上改变了以往的热功率计算方法，比起SEW、往友来，FLENDER不论是老方法，还是新方法热功率计算都细得多。国内通用齿轮减速器技术的新发展表现在下面几个方面。由于产品不能及时更新，一直停留在国外八十年代的水平上，致使和国外已经缩得很小的差距又在逐年拉大。现在，总的情况是我们的产品已落后十六年以上，面对国门的敞开，已无力对抗国外的挑战。企业在争市场，打低价位战。研究所已企业化。但是，在市场经济大潮的冲击中，在体制变革的阵痛中，我国齿轮界的科研和新产品开发的格局正在悄悄地发生着根本性变化，许多企业正在成为新产品开发和科研的主力军。例如，南高齿从90年代中期就开始了艰苦的努力，瞄准国外最先进的水平，经过艰苦的努力，开发出可与国外强手一比高低的世界一流产品。现在成果出来了，这些成果的问世，意味着我们无力抗衡国外挑战的局面的结束，到了我们应战的时候了。形势软齿面和中硬齿面在中国仍占据很大市场，在相当长时间内不可能被取代。形势逼迫采用这类减速器的企业必须进行改造，但又无力升级到硬齿面，迫切需要制造成本低、技术附加值高的产品。减速器由软齿面改成中硬齿面后，由于性能价格比反而降低，没有生命力，推广不开（如ZDZ、QJ系列），致使软齿面减速器禁而不止，严重制约了配套主机的技术水平的提高。我国在圆弧齿面方面作了很多工作，到90年代，双圆弧齿轮技术已经很成熟，但由于认识等方面的原因，推广得很不够，很长时间没有形成通用系列产品。九十年代，一项新成果“点线啮合齿轮传动技术”的出现引起了我们高度的重视，它兼具渐开线和圆弧两种齿轮的特点，特别是加工简便、承载能力高、噪声低等优点极具特色。虽然，当时只是在软齿面获得应用，也没真正形成系列，但是我们看准了它有生命力，我们决定通过我们的努力把它转化成生产力。点线啮合传动是一种全新的传动型式，是武汉交通科技大学经十多年的研究获得的科技成果，1999年9月被列为“九五”重点科技推广项目。DNK系列点线啮合齿轮减速器，是在国内外首次将点线啮合传动技术应用到中硬齿面领域，成功地研制开发出的上规模、上档次、高技术附加值的标准系列产品。12SOLIDWORKS及其在工程中的应用SOLIDWORKS是生信国际有限公司推出的基于WINDOWS的机械设计软件，是微机版全参数化特征造型软件，图形界面简捷友好，用户上手快。只要熟悉WINDOWS，不论有无CAD的使用经验，都基本上能用SOLIDWORKS进行设计。SOLIDWORKS具有全面的零件实体建模功能、全相关的钣金设计能力、装配设计功能、从三维模型自动转换成二维工程图的功能，还具有动画和渲染的功能等。既能满足工程师的需要。又能满足艺术家的向往。SOLIDWORKS有丰富的零件实体建模功能。变量化的草图轮廓绘制，并能自动进行动态约束检查。通过拉伸、旋转、薄壁特征、抽壳、特征阵列以及打孔等操作更简便地实现产品的设计。通过带控制线的扫描、放样、填充以及拖动可控的相关操作能生成形状复杂的构造曲面，可以直观地对曲面进行修剪、延伸、倒角和缝合等操作。所有特征都可以用拖动手柄改变尺寸，并有动态的形状变化预览。可实现变半径倒圆、指定区域倒圆、填角和圆角过渡。在屏幕左侧显示的特征树，可直观有效地管理整个设计过程，可以随意地改变零件的形状和设计意图；可以进行特征的拖动、剪贴和换序；可以把一个窗口零件上的某些特征剪切、复制到另一窗口的零件上。当设计完成的零件被其他设计人员调用时，能够很快地通过特征树了解此设计意图和设计过程，并可以马上按自己的设计思想进行修改。SOLIDWORKS可以很方便地生成装配体，提供基于装配关系和运动特征的装配设计功能，支持多重的子装配。利用特征树，可以像在零件设计中那样对装配体中的零件进行任意修改。在装配模型中，可进行前后关联的设计。有严密的几何和尺寸约束管理，清楚地区分欠约束、全约束和过约束。零件实体图、装配图和工程图全程共享关联性约束，任一环节中的修改会自动反映到其他两个环节的图形上。在调用大装配时，“轻化”零部件的功能极大地减小了存储空间，提高了运行速度。在SOLIDWORKS中有一个插件ANIMATOR。即动画功能。利用这一功能，给定运动方式和运动路径，可以使装配体产生运动，从运动过程可以看出各零件是否会产生运动干涉，以便及时修改。ANIMATOR可以把运动过程生成AVI动画文件，保存后可以脱离软件环境独立运行。SOLIDWORKS可进行不同数据各式的输入输出，支持的数据标准有IGES、DXF、DWG、SATACSI、STEP、STL，ASCII，或二进制格式VDAFSVDA、VRML、PARASOLID。SOLIDWORKS软件包括零件设计建模、装配设计建模、工程图纸绘制三个基本环境，同时具有全相关的钣金设计功能。在工程设计中，软件在零件和装配的三维设计中，可方便地检查质量特性，检查静态和动态干涉，了解零件的空间关系，同时方便地与运动分析和有限元分析建立接口。为了充分发挥软件的功用，应注意以下设计技巧正确的设计思路确定基本体特征和合理标注尺寸，以及规范特征和参数名称。利用设计表，利用特征库包括特征库的应用和建立特征库。13课题的提出和研究意义在许多世界级大企业中被广泛应用的计算机辅助三维设计CAD的高端主流软件SOLIDWORKS的装配模块就采用了虚拟装配技术，即便是在产品设计的初期阶段，所产生的最初模型也可放人虚拟环境进行实验，可在虚拟环境中创建产品模型，使产品的外表、形状和功能得到模拟，而且有关产品的人机交互性能也能得到测试和校验，产品的缺陷和问题在设计阶段就能被及时发现并加以解决。在传统的二维设计中其基本设计流程是在已有的减速器的基础上进行，设计中存在以下问题1难以对所设计的产品进行装配检验、力学分析、运动分析、有限元分析等工作；2设计工作一般是在已有减速器基础上进行的变型设计，设计人员根据所需设计的系列，在该系列中找到最相似的减速器样机，再调出相应的零部件二维工程图纸，在该图纸上进行变型设计。由于减速器种类太多，因此设计人员花费大量时间在寻找相似产品上，造成不必要的人力浪费，加长了产品的开发周期，使得一个新产品的设计开发周期一般达到6个月以上；3在设计时容易忽略有些零部件已改动，而相应的其他零部件却没有改动或改动有错，导致装配时装配不上。由于不能进行装配检验，产品要到装配时才能发现有错，易造成很大的浪费；4虽然在零件图的绘制上采用现有的二维参数驱动，但是对于零件的构造、装配、组合等一系列产品级的设计工作，仍然非常复杂而繁琐；5减速器产品的管理采用传统的管理方法，图纸管理很大程度上还是手工形式，随着系列产品的增加和不断开发新产品，管理越来越麻烦，特别是管理工程图纸时传统管理费时费力且技术人员查找很不方便，而且修改时又必须重新绘制新的图纸存档，造成纸张的不必要浪费。综上所述，使用SOLIDWORKS进行减速器设计，同时为减速器的性能分析、运动分析、有限元分析提供三维实体模型和根据三维实体模型生成各零部件的工程图纸和装配图纸，并把减速器的各种图文档管理起来是很有效的。本课题的开展在减速器的设计、性能分析、图文档和系统化管理，缩短减速器的开发周期，减少设计人员的工作强度，提高设计效率，减少设计差错具有重要意义。14课题的主要内容本设计是基于SOLIDWORKS软件平台对双级圆柱齿轮减速器进行实体造型的，首先介绍减速器国内外发展现状，分析相关领域的最新研究成果。以及SOLIDWORKS介绍和在工程中的应用。然后设计分析计算了双级圆柱齿轮减速器的参数。介绍了SOLIDWORKS的设计原理，典型零件建模，虚拟装配及干涉分析。最后是全文总结与展望。2双级圆柱齿轮减速器的设计计算及分析21减速器的结构减速器一般由机箱、传动件、轴系部件及附件组成的。使设计中的双级圆柱齿轮减速器分别由连轴器、输入轴、传动轴、输出轴、斜齿轮、直齿轮、轴承、箱体等一些附件组成的。它们的各尺寸参数按照给定的条件进行设计。下面以给定任务和要求进行设计作为实例进行设计和分析。22设计的条件及要求（1）要求拟定传动关系由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。（2）工作条件双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5年，运输带允许误差5。（3）已知条件运输带卷筒转速19R/MIN，减速箱输出轴功率马力P425马力。23方案设计及电机选择231方案简图23541IIIVPDPW图21减速器装置简图232电动机的选择（1）计算电机所需功率查机械设计课程设计表24DP带传动效率096每对轴承传动效率0992圆柱齿轮的传动效率0963联轴器的传动效率09934卷筒的传动效率0965电机至工作机之间的传动装置的总效率42134545WP367WDPKW（2）确定电机转速。查指导书第7页表1取V带传动比I24二级圆柱齿轮减速器传动比I840所以电动机转速的可选范围是N电机N卷轴I总19（24）（840）3043040R/MIN符合这一范围的转速有750、1000、1500、3000根据电动机所需功率和转速查手册机械设计课程设计表8167，有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如表21。表21方案电动机型号额定功率同步转速R/MIN额定转速R/MIN重量总传动比1Y112M24KW3000289045KG152112Y112M44KW1500144043KG75793Y132M164KW100096073KG50534Y160M184KW750720118KG3789综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M16，其主要参数如表22。表22额定功率KW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280233确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比960531NI总卷筒分配传动比取I带305则12503/1649II1（1315）I2取I113I2I2356I1456注为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。带1I2I234计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴。依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。01234,1各轴转速19603148/MIN5MNRI带1216/III带2312901/IN345MNRII带2各轴输入功率1016792DPKW2201367096321DPKW332096305K440134993DPKW3各轴输入转矩367950590DDWPTNMN101169DI带2210235043960473DTINM带3231201236504569609159DTITINM带434012012343031576DI表23功率PKW转矩TNM轴名输入输出输入输出转速R/MIN电动机轴3673659601轴35234810691058314862轴32131847034656683轴30530215915155961914轴3297157561512619124设计V带和带轮1设计V带确定V带型号查机械设计表136得205P21AK则13674CADKKW根据44，960R/MIN，由机械设计图135，选择A型V带，取。0N205P125D125298376查机械设计第206页表137取。D为带传动的滑动率001002。验算带速1259608/60DNVMS带速在525M/S范围内，合适。取V带基准长度和中心距ADL初步选取中心距A，取。012553750D07A由机械设计第195页式（132）得查机000211223584DLAA械设计第202页表132取。由机械设计第206页式136计算实际中心距5D。0084712DLA验算小带轮包角由机械设计第195页式131得。21805736120DA求V带根数Z由机械设计第204页式1315得00LCPK查机械设计第203页表133由内插值法得。0138018EFABCEF01137011380PEFABCEF008018P查机械设计第202页表132得。109LK查机械设计第204页表135由内插值法得。516301EFABCEF000909500090959K则00428413809510LCPKWZK取根。3求作用在带轮轴上的压力QF查机械设计201页表131得Q010KG/M，故由机械设计第197页式137得单根V带的初拉力220550425110681903689CPFQVNZVK作用在轴上压力。02SIN90SIN32CZN25齿轮的设计1高速级大小齿轮的设计材料高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度4545为220HBS。查机械设计第166页表117得。LIM150HMPALIM2540HPA查机械设计第165页表114得。1HS3F故LIM11HS。LI225409HPA查机械设计第168页表1110C图得。LIM1FMLIM21F故。LIM110543FPASLIM221503FMPAS按齿面接触强度设计9级精度制造，查机械设计第164页表113得载荷系数2K取齿宽系数计算中心距04A由机械设计第165页式115得112253355106946174943HAKTAUU考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取AM则取1268AZM129Z23实际传动比3947传动比误差056齿宽取218AB24B190高速级大齿轮高速级小齿轮2423Z1B129Z验算轮齿弯曲强度查机械设计第167页表119得126FY2F按最小齿宽计算284B111322096145845FFKTMPABMZ所以安全。21236FFYMPA齿轮的圆周速度1951489/00DNVS查机械设计第162页表112知选用9级的的精度是合适的。2低速级大小齿轮的设计材料低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。45低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。查机械设计第166页表117得LIM350HMPALIM450HPA查机械设计第165页表114得1HS3F故LIM331HSLIM4450491HMPAS查机械设计第168页表1110C图得LI32FLIM4F故LIM332054FMPALIM445FPA按齿面接触强度设计9级精度制造，查机械设计第164页表113得载荷系数，取齿宽系数12K05计算中心距，由机械设计第165页式115得22233355147016241956HKTAUU取04M则取3125AZ37Z48计算传动比误差合适9860195齿宽052BA则取41B3B4510130低速级大齿轮425498Z低速级小齿轮31037验算轮齿弯曲强度查机械设计第167页表119得3265FY4F按最小齿宽计算4125B333322196510479FFKTMPABMZ安全。423407FFYMPA齿轮的圆周速度3268012/61DNVS查机械设计第162页表112知选用9级的的精度是合适的。26减速器机体结构尺寸表24名称符号计算公式结果箱座厚度83025A10箱盖厚度119箱盖凸缘厚度B12箱座凸缘厚度515箱座底凸缘厚度2225地脚螺钉直径FD12036AFM24地脚螺钉数目N查手册6轴承旁联结螺栓直径1FD71M12盖与座联结螺栓直径2D（0506）2FM10轴承端盖螺钉直径3（0405）3FDM810视孔盖螺钉直径4D（0304）4FD8定位销直径（0708）28，至外FD12箱壁的距离1C查手册表112342218，至凸缘边FD2缘距离2查手册表1122816外箱壁至轴承端面距离1L（510）1LC250大齿轮顶圆与内箱壁距离112115齿轮端面与内箱壁距离2210箱盖，箱座肋厚M,1850,11985轴承端盖外径2D（555）23D120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距S2120（1轴）离125（2轴）150（3轴）27轴的设计271高速轴设计材料选用45号钢调质处理。查机械设计第230页表142取C100。35MPA各轴段直径的确定根据机械设计第230页式142得又因为装小带轮1MIN332048PDC的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且D1081238所以查手册38D第9页表116取。L1175D1360。16因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表712取，240240DL2MEL528916558。段装配轴承且，所以查手册62页表61取。选用6009轴承。3D32D345DL3B21610228。3段主要是定位轴承，取。L4根据箱体内壁线确定后在确定。4450装配齿轮段直径，判断是不是做成齿轮轴。5D查手册51页表41得412FETM13TM得E59625。段装配轴承所以L6L328。6D6345D校核该轴和轴承L173L2211L396作用在齿轮上的圆周力为310912485TTFND径向力为2847RTGT作用在轴1带轮上的外力13Q求垂直面的支反力2107831RVLFN2107382VRVFN求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图32576AVMLM180714FN求水平面的支承力由得12HTLLN12129481773TFLN215HT求并绘制水平面弯矩图31971082AHMFLM2554N求F在支点产生的反力312961837L2142157FN求并绘制F力产生的弯矩图32389608ML147127AFNF在A处产生的弯矩31380LM求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相加。AFM2AVH2275618961AFVHNM24A求危险截面当量弯矩从图可见，MM处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）06222219601694AEMTNM计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查机械设计225页表141得，查机械设计231页45650BMPA表143得许用弯曲应力，则160BMPA33312250EBMDM因为，所以该轴是安全的。540ADD轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，610THPCFLHNRPF查机械设计259页表169，10取取1,2,TPF3按最不利考虑，则有221801978472RVHFFN22235316R则因此所该轴承符合要求。661009631481THPCFLHN年弯矩及轴的受力分析图23。图22键的设计与校核根据，确定V带轮选铸铁HT200，参考教材表109，由于在136,09DT136D3038范围内，故轴段上采用键1BH108采用A型普通键键校核为L1175D1360综合考虑取50L得3406971385PTMPALH查机械设计155页表1010，B5060，所选键为1085BHL272中间轴的设计材料选用45号钢调质处理。查机械设计第230页表142取C100。35MPA根据机械设计第230页式142得2MIN331068PDC段要装配轴承，所以查手册第9页表116取，查手册62页表61选用6208轴承，1140DL1B23181010240。32装配低速级小齿轮，且取，L2128，因为要比齿轮孔长度少（23）。2D21D25段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L310。33604装配高速级大齿轮，取L484282。44段要装配轴承，所以查手册第9页表116取，查手册62页表61选用6208轴承，5D5DL1B3（23）181010243。3校核该轴和轴承L174L2117L394作用在2、3齿轮上的圆周力32470127095TTFNDN32389T径向力27025RTFGT3893169RTN求垂直面的支反力3231185743169RRVFLLN23269120RVR计算垂直弯矩31740AVMMFLNM3216749851705NRLNM求水平面的支承力32311870942714586TTHFLLN235630TTH计算、绘制水平面弯矩图3145867102AHMMFLNM3232874180917295NTLNM求合成弯矩图，按最不利情况考虑2293AMAVHMN530NNMM求危险截面当量弯矩从图可见，MM，NN处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）06222230647031EANTNM28MM计算危险截面处轴的直径NN截面333140906EBDMM截面3331EBM由于，所以该轴是安全的。425DMD轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以610THPCFLHN，查机械设计259页表169，10取取RPF1,TPF3222113645896RVHN22073R则，轴承使用寿命在23年范围内，6620120218THPCFLHYN因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析如图24图23键的设计与校核已知参考教材表1011，由于所以取4225,703DTNM2450D149BH因为齿轮材料为45钢。查机械设计155页表1010得100120L12818110取键长为110L821270取键长为70根据挤压强度条件，键的校核为324701829594BBTMPADHL324701559BBTMPADHL所以所选键为4L1490HL273从动轴的设计（1）确定各轴段直径计算最小轴段直径因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式142得考虑到该轴段上开有键槽，因此取3315610719PDCMN查手册9页表116圆整成标准值，取157163DM为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表72，此270D尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。270DM设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表61，采用挡油环给轴承定位。选轴承3D6215，10,25,84ADB35设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取4480D设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。7D37M轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表116取。67D680DM设计轴环及宽度B5D使齿轮轴向定位，故取取5628080372H51，1407831BHM（2）确定各轴段长度有联轴器的尺寸决定1L107LL25ME因为，所以22419LBM21960LE轴头长度L6LH231253122因为此段要比此轮孔的长度短23L3B32338其它各轴段长度由结构决定。（3）校核该轴和轴承L1975L22045L3116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力334215908194TTFND径向力819205RTGT30519477FN求垂直面的支反力21420895RVL2167RVFN计算垂直弯矩32867045180AVMLMM1925FN求水平面的支承力2104581032THL21795TFN计算、绘制水平面弯矩图313584107AHMLM2962FN求F在支点产生的反力312471580L21940FN求F力产生的弯矩图32347161ML31589710MFMLNF在A处产生的弯矩31MFL求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相加MFM2AVH22210847638AMFAVHNM求危险截面当量弯矩从图可见，MM处截面最危险，其当量弯矩为（取折合系数）06222236801594AMEMT计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查机械设计225页表141得，查机械设计45650BMPA231页表143得许用弯曲应力，则160BMPA333125700EBMDM考虑到键槽的影响，取1603D因为，所以该轴是安全的。58M（4）轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以610THPCFLHN，查机械设计259页表169，10取取RPF1,2,TPF3按最不利考虑，则有210857187264RVHFFN则，66331006497THPCFLHYN该轴承寿命为648年，所以轴上的轴承是适合要求的。（5）弯矩及轴的受力分析如图25图24（6）键的设计与校核因为D163装联轴器查机械设计153页表109选键为18BH查机械设计155页表1010得B100120因为L1107初选键长为100校核34675108BTMPADLH所以所选键为BL装齿轮查机械设计153页表109选键为查机械设计155页表680214H1010得B100120因为L6122初选键长为100，校核34165207684BTMPADLH所以所选键为210BHL28高速轴大齿轮的设计因采用腹板式结构。34750ADM表25代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径1D6145SD72轮毂轴向长度LB84倒角尺寸N0NM1齿根圆处的厚度025410腹板最大直径1D10FD32125板孔直径0D01D625腹板厚度C3CB齿宽252表26电动机带轮的设计代号结构尺寸和计算公式结果SD手册157页38H18238HSD684L5S取60RD1521RAHM81002HRD747S30SB101151152S20S529联轴器的选择计算联轴器所需的转矩查机械设计269表171CATK取15AK1576234CANM查手册94页表87选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。210润滑方式的确定因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（152）105MMR/MIN，所以采