毕业论文范文——二级圆柱直齿减速器的三维实体设计及运动仿真

郑州工业应用技术学院毕业设计 二级圆柱直齿减速器的三维实体设计及运动仿真郑州工业应用技术学院本科生毕业设计（论文）题 目： 二级圆柱直齿减速器的 三维实体设计及运动仿真 指导教师： 职称： 学生姓名： 学号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 院 （系）： 机电工程学院 答辩日期： 20*年*月*日 20XX年X月XX日摘要圆柱齿轮减速机，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置。圆柱齿轮减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。本设计以带式传动机装置的减速器为设计依据，采用计算和电脑模拟仿真相结合的方式进行减速器的三维设计。设计过程包括传动设计、轴设计、联轴器、密封润滑、箱体设计六部分。运用CAD进行图纸设计和绘制，最后运用SolidWorks软件进行建模及运动仿真。运用SolidWorks软件仿真，快速的检测设计过程的干涉问题、结构问题、运动问题。并以仿真结果与设计结果相互佐证，优化了减速器的设计纰漏，提高了设计效率。关键词：减速器 传动设计 轴设计 运动仿真 SolidWorks绪论减速机在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。按照传动级数不同可分为单级和多级减速机；按照齿厂轮形状可分为圆柱齿轮减速机、圆锥齿轮减速机和圆锥圆柱齿引轮减速机；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同进轴式减速机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动、齿轮-蜗杆传动所组成的独立部件，常用作原动件与工作机之间的减速传动装置 。在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。运用三维绘图软件SolidWorks作为虚拟设计平台,建立了二级圆柱直齿减速器的三维实体模型,并使用软件SolidWorks的虚拟装配和动态仿真功能,实现了箱体的可视化分析。 在运用软件SolidWorks建立箱体模型可视化的基础上,进行了可靠性分析,确定系统分析流程、系统部件和系统风险元素,从而得出可靠性结构为布尔串联结构,并简化了系统非风险元素,使可靠性分析中的计算更加简单。对于机械系统而言,有无可靠性设计总体方案,以及可靠性方案成功与否,是决定机械系统正常运行成败的关键因素,无论是从节省人力、物力、降低成本方面看,还是从加速试制进度,保证产品质量与可靠性水平方面看,都具有特别重要的意义。随着机械行业的迅速发展,各种机械设计软件也相应出现,用户在追求高质量低价格和短交货期的同时,会缩短产品的更新换代周期,从而传统的设计模式渐渐的被虚拟设计技术取代。设计者通过虚拟装配检查各零部件尺寸以及可装配性,即时修改错误；通过虚拟原型进行虚拟试验,而不用再去做更多的实物试验。这样,既节省了时间又节约了费用。运用三维绘图软件SolidWorks作为虚拟设计平台,建立了二级圆柱直齿减速器的三维实体模型,并使用软件SolidWorks的虚拟装配和动态仿真功能,实现了箱体的可视化分析。在运用软件SolidWorks建立箱体模型可视化的基础上,进行了可靠性分析,确定系统分析流程、系统部件和系统风险元素,从而得出可靠性结构为布尔串联结构,并简化了系统非风险元素,使可靠性分析中的计算更加简单。 通过可靠性分析,计算得出的二级圆柱直齿减速器的可靠度较低,为此通过可靠性设计提高其可靠度。通常在机械产品可靠性设计中,要提高其可靠度,并达到机械产品结构和性能的最优,需要把机械优化设计思想贯穿于可靠性设计过程中,对二级圆柱直齿减速器进行可靠性优化设计,是在满足齿轮强度、可靠度和其它性能规格的条件下,使减速器体积最小、重量最轻。随着国家对机械制造业的重视，重大装备国产化进程的加快以及城市改造、场馆建设等工程项目的开工，减速机市场前景看好，整个行业仍将保持快速发展态势，尤其是齿轮减速机的增长将会大幅度提高，这与进口设备大多配套采用齿轮减速机有关。据初步统计，减速机用量比较大的行业主要有：电力机械、冶金机械、环保机械、电子电器、筑路机械、化工机械、食品机械、轻工机械、矿山机械、输送机械、建筑机械、建材机械、水泥机械、橡胶机械、水利机械、石油机械等，这些行业使用减速机产品的数量已占全国各行业使用减速机总数的60%70%。Solidworks 在机械设计领域应用广泛，具体是应用在机械造型 设计和机械工程设计当中，通过将造型设计和机械设计出工程图 结合，有效将设计思路合为一体，快捷高效。Solidworks 主要应用 于汽车、模具、工程机械、起重机、纺织机械等设计中。利用Solidworks三维建模,建立了可靠性优化设计数学模型,利用Solidworks优化求解工程实际问题,进行可靠性优化设计计算。计算得出的系统可靠性优化结果表明,减速器在规定时间内运行时,可靠度达到99%,减速器的体积减小6.3%,使减速器的结构更紧凑,便于整机装配,体现了可靠性优化设计的效益。1 总体方案设计1.1设计任务书本设计以带式传动机装置的减速器实例为设计任务。带式输送机传动装置设计传动特点：传动机构不对称设计，轴的所受载荷分布不均，要求轴有较大的强度。结构特点：二级圆柱直齿减速器采用齿轮传动为基础，传动效率在=0.930.98之间，传动效率高，结构紧凑。组成特点：该机构的组成包括齿轮、轴承、联轴器、电机、工作部分（卷筒）组成。1.2 工作条件单项传动。连续工作 有轻微震动。起动载荷为公称载荷的1.4倍。每天工作16小时 寿命5年，大修2年，每年按 300个工作日计算。1.3 原始数据带传动拉力F=2200N输送带速度V=0.9m/s卷筒直径D=300mm1.4 选择电机查机械设计手册得传动机构各部分的传动效率联轴器1=0.99一对轴承传动效率2=0.99一对圆柱齿轮传动效率3=0.98工作机传动效率4=0.96传动机构总效率w= 1234kw=0.990.990.980.990.96=0.868工作机所需功率Pw=Fv1000w kwPw=22000.910000.96=2.0625 kw电机所需输出功率Pd=PwwkwPd=2.06250.868=2.376kw确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为nw=601000vD=6010000.9300=57.29r/min查机械设计手册二级圆柱齿轮传动比分配表图1.1展开式二级圆柱减速器传动比分配图展开式二级圆柱减速器的传动比合理范围i=840故电机转速的可选范围为nd=inw=(840)57.29r/min=4581718.7r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min和1000r/min。优先选用同步转速1000r/min的电动机。查机械设计手册选定电动机型号为Y132S-6。主要性能。电动机型号额定功率/kw满载转速起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩电动机轴伸出端直径/mm电动机伸出端安装长度/mm电动机中心高度/mm电动机外形尺寸长宽高/mmY132S-639602038k6801324752803151.5分配传动比传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外轮廓尺寸和较轻的重量，以实现降低成本和结构紧凑的目的；也可以使传动零件获得较低的圆周速度以减小运动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。由选定的电机满载转速nm和工作机主轴转速nw，可得传动装置的总传动比为i=nmnwi=i1i2i=96057.29=16.75二级展开式圆柱齿轮减速器i1=(1.31.5)i2，令i1=1.25i2；i=i1i2=1.25i2=16.75i=3.66i2=4.571.6计算运动和动力参数1.6.1 各轴输入功率高速轴的输入功率P=P1=3kw0.99=2.97kw中间轴的输入功率P=P12=30.990.990.98=2.88kw低速轴的输入功率P=P123=30.990.98=2.795kw滚筒的输入功率Pw=P1234=30.9940.98=2.767kw1.6.2各轴转速高速轴的转速n=nm=960r/min中间轴的转速n=nmi1=9603.66=210.06r/min低速轴的转速n=nmi1i2=9603.664.57=57.29r/min1.6.3 各轴输入转矩高速轴的输入转矩TI=9550PInINm=2.97960Nm=29.54Nm中间轴的输入转矩T=9550Pn=2.88210.06Nm=130.97Nm低速轴的输入转矩T=9550Pn=2.79557.29Nm=465.91Nm计算数值表格化轴号转速 n/（r/min）输入功率P/(kw)输入转矩T/( Nm)传动比i高速轴9602.9729.54i=4.57中间轴210.062.88130.97i=3.66低速轴57.32.795465.912 传动零件设计2.1 高速级齿轮设计2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2.1.1.1 传输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)。2.1.1.2 材料选择，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为270HBS，大齿轮材料为钢（调质）硬度为230HBS，二者材料硬度相差为40HBS。2.1.1.3 选择小齿轮齿数z1=21，所以大齿轮齿数z2=214.57=96。2.1.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算d1t2.323KT1du1uZEH22.1.2.1确定公式中的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。小齿轮的传递的转矩T1=2.954104Nmm。由表2.1选取齿宽系数d=1。装置状况两支撑相对于小齿轮做对称布置两支撑相对于小齿轮做不对称布置小齿轮做悬臂布置d091.4(1.21.9)071.15(1.11.65)040.6表2.1 圆柱齿轮的齿宽系数d弹性模量 E/MPa由表2.2查的材料的弹性影响系数ZE=189.8Ma12。齿轮材料配对齿轮材料灰铸铁球墨铸铁铸铁锻钢夹布塑胶11.810417.310420.210420.61040.785104锻钢162181.4188.9189.856.4铸钢161.4180.5188球墨铸铁156.6173.9灰铸铁143.7表2.2 弹性影响系数ZE由图2.1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=726.3MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=560MPa。图2.1 齿轮的接触疲劳强度极限Hlim计算应力循环次数N1=60n1jLh=609601(163005)=1.382109N2=1.3821094.57=3.025108由图2.2取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97；KHN2=1.02。图2.2 接触疲劳寿命系数KHN计算接触疲劳许用应力齿轮许用应力公式=KNlims取失效概率为1%，安全系数S=1。H1=KHN1lim1S=0.97726.3Mpa=704.51MpaH1=KHN1lim1S=1.02560Mpa=571.2Mpa2.1.2.2计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。d1t2.323KT1du1uZEH2=2.3231.32.95410415.574.57189.8571.22 =40.11mm计算圆周速度v。v=1tn1601000=v=40.11960601000=2.016m/s计算齿宽b。b=d1t=140.11=40.11mm计算齿宽与齿高之比bh。mt=d1tz140.1121=1.91mmh=(2ha*+ c*)mt=2.251.91=4.2975bh=40.112.251.91=9.33计算载荷系数根据v=2.01m/s，7级精度，由图2.3查的动载系数Kv=1.1。图2.3 动载系数Kv直齿轮KH= KF=1。由表2.3查得使用系数KA=1.00。表2.3 使用系数KA由齿向载荷分布系数表查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417由bh=9.33，查图2.4得KF=1.32图2.4 弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.4171=1.5587按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3KKt=40.1131.55871.3=42.611mm计算模数mm=d1z1=42.61121=2.029mm2.1.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为m32KT1dz12YFaYSaF2.1.3.1 确定公式中的各计算数值由图2.5查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=592.5MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=440.0MPa。图2.5 齿轮的弯曲疲劳强度极限FE由图2.6取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.96。图2.6 弯曲疲劳寿命系数KFN计算弯曲疲劳许用应力齿轮许用应力公式=KNlimsF1=KFN1FE1s=F1=0.90592.51.4=380.89MPaF2=KFN2FE2s=F1=0.964401.4=301.71Mpa计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.111.32=1.452查齿形系数由表2.4查得YFa1=2.65；YFa2=2.226。查取应力校正系数由表2.4查得YSa1=1.58；YSa2=1.764。表2.4 齿形系数及应力校正系数计算大、小齿轮YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.761.56380.89=0.011304YFa2YSa2F2=2.191.78301.71=0.0129大齿轮的数值大2.1.3.2 设计计算m32KT1dz12YFaYSaF=321.4522.95410412120.0129=1.36对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度计算得的模数1.39并就近圆整为标准模数m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=42.611mm，算出小齿轮的齿数z1=d1m=42.6111.5=28大齿轮齿数z2=284.57=128。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.1.4 几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=281.5=42mmd2=z2m=1301.5=195mm计算中心距a=d1+d22=42+1952=118.5mm计算齿轮齿宽b=dd1=142=42mm取B2=42mm，B1=50mm。 齿数Z分度圆直径d/mm齿顶圆直径da/mm齿根圆直径df/mm齿宽B/mm中心距a/mm28424538.2550117128192195188.2542 ha*=1 c*=0.52.1.5 齿轮结构设计齿轮副一结构设计小齿轮的分度圆直径da=42mm，查机械设计手册小齿轮应该设计为齿轮轴，小齿轮的结构设计参考设计图纸JSQ-003输入齿轮轴。齿轮副二结构合计大齿轮的分度圆直径da=195mm，查机械设计手册da24000所以选择的轴承合适。3.2 中间轴设计3.2.1 轴径以及长度设计扭转强度估算轴径公式d=C3pn根据传动零件设计中间轴上小齿轮的分度圆直径d1=62mm，所以中间轴应设计为齿轮轴，中间轴的材料选择和低速级传动中小齿轮一样的材料，即40Cr。查机械设计手册得40Cr许用扭切应力系数C=11297。中间轴的功率P=2.88kw，中间轴的理论转速为210r/min。按扭转强度估算轴径d=C3pn=d=1129732.88210mm=26.8 根据减速器的设计结构，可得中间轴的大致结构为3.2.1.1 第段轴设计第段轴径中间齿轮轴比高速轴要承受更大的弯矩和扭矩，第段轴径要装轴承，因此选择第段轴径为d=40mm查机械设计手册国标(GB/T 1801-2009)基孔制、基轴制优先配合表以及表，用轴与轴承的配合为H7k6挡油环的配合为H8h8第段轴长度根据轴承的型号及润滑空间，第段轴的长度为l=38mm3.2.1.2 第段轴设计第段轴径第段是齿轮，直径根据齿轮设计来确定d=66mm第段轴长度第段是齿轮，长度根据齿轮设计来确定l=70mm3.2.1.3 第段轴设计第段轴径第段轴是定位轴肩，用来固定高速级大齿轮的轴向。因此按定位轴肩来设计轴径。d1=d+(34)C1d=44+(34)2mm=5058mmd=52mm第段轴长度第段定位轴肩的长度根据设计紧凑性要求，两个齿轮间距在815mm之间，所以取轴长度为l=12mm3.2.1.4 第段轴设计第段轴径查国标深沟球轴承(GB/T 276-1994)，深沟球轴承的安装轴径，以及挡油环轴径。确定第段轴径为d=44mm第段轴长度第段轴长根据高速级大齿轮的齿宽来确定l=44mm3.2.1.5 第段轴设计第段轴径第段轴径和第段轴同是安装轴承和挡油环。和第段轴结构相同。d=40mm第段轴长度第段轴径和第段轴同是安装轴承和挡油环。第段轴需安装套筒来定位齿轮。L=42mm因此中间轴大致结构为具体中间齿轮轴设计参考设计图纸中间齿轮轴，图纸编号JSQ-0043.2.2 轴强度校核根据设计可以得出高速轴的受力图，如 a图所示计算作用在齿轮上的圆周力Ft Ft1=2Td =2130.970.062 =4224.84N Ft2=2Td =2130.970.195 =1343.28N 计算作用在齿轮上的径向力Fr Fr1=Ft1tan =4224.84tan20 =1537.71N Fr2=Ft2tan =1343.28tan20 =488.91N3.2.2.1 垂直面上受力分析b计算垂直面上的支反力Fr166-Fr266+59-FNV2(66+59+55)=0 FNV2=Fr166-Fr266+5966+59+55 =224.31N Fr1-FNV1-Fr2-FNV2=0 FNV1=824.49N计算垂直面上的弯矩 MaV1-FNV166=0 MaV1=54416.34N mm -MaV2+Fr255+FNV259+55=0 MaV2=52461.39N mm MbV1-FNV255=0 MbV1=12337.05N mm -MbV2+Fr159-FNV1(59+66)=0 MbV2=12336.95N mm做垂直面上的弯矩图如如 c3.2.2.2 水平面上受力分析d计算水平面上的支反力 Ft166-Ft266+59-FNH2(66+59+55)=0 FNH2=4224.8466-1343.2866+5966+59+55 =2481.94N Ft1-FNH1-Ft2-FNH2=0 FNH1=3086.18N计算水平面上的弯矩 MaH1-FNH166=0 MaV1=203687.88N mm -MaH2-Ft259+FNH259+55=0 MaV2=203687.64N mm MbH1-FNH255=0 MbV1=136506.7N mm -MbH2-Ft159+FNH1(59+66)=0 MbV2=136506.94N mm做水平面上的弯矩图如图 e3.2.2.3 计算合成弯矩 M1=MH12+MV12=210831.43Nmm M2=MH22+MV22=137063.35Nmm做合成弯矩图如图f做扭矩图如图g3.2.2.4 计算危险截面强度由合成弯矩图f和扭矩图g，可以看出小齿轮所处的a截面以及大齿轮所处的b截面是危险截面，根据弯扭合成强度条件公式进行校核。轴的弯扭合成强度条件公式ca=M2+T2w-1扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6中间齿轮轴的材料为40Cr，查表得-1=70小齿轮处截面为圆，抗弯、抗扭截面系数计算公式w1=332 =0.1d3=23832.8按弯扭合成强度校核危险截面ca1=210831.432+0.6130970223832.8=9.4470所以轴在小齿轮处是安全的。大齿轮处截面有键槽，抗弯、抗扭截面系数计算公式w2=332-bt-t2d 由中间轴的设计可知，此处的键为GB/T 1095-2003 键 12840。开键槽处的轴径为44mm。w2=44332-12539244=8336.33按弯扭合成强度校核危险截面ca2=137063.352+0.613097028336.33=18.9570所以轴在大齿轮处是安全的。3.2.3 键强度校核中间齿轮轴上需键连接部分的轴长度为44mm，轴径为44mm。查机械设计手册及国标普通平键(GB/T 1095-2003，GB/T 1096-2003)，选择GB/T 1096-2003 键12840。普通平键连接的强度校核公式p=2T103kldp查表 取p范围：100120。许用挤压应力许用应力连接工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击p静连接钢1201501001206090铸铁708050603045p动连接钢504030普通平键校核p=2T103kld=2130.9710352844=42.52(100120)选择平键强度合适。3.2.4 轴承寿命校核轴承预期寿命和整机寿命相同Lh=163005=24000h一般情况下的滚动轴承的基本额定寿命公式为Lh=10660nCp中间齿轮轴选用了一对6208的深沟球轴承，由以上计算可知，靠近小齿轮一端的轴承所承受的载荷较大。因此，只对该侧的轴承进行校核，若符合条件，则选用轴承合适。查机械设计手册深沟球轴承(GB/T 276-1994)查得深沟球轴承6208额定动负荷Cr=29500N，额定静负荷C0r=18000N。根据设计可知，该轴承仅受径向力Fr=FNV1=824.49N。所以P=Pr=Fr=824.49NLh=10660nCp=1066021029500824.493=3.610624000所以选择的轴承合适。3.3 输出轴设计3.3.1 轴径以及长度设计扭转强度估算轴径公式d=C3pn输出轴的材料选择40Cr。查机械设计手册得40Cr许用扭切应力系数C=11297。输出轴的功率P=2.795kw，输出轴的理论转速为57.3r/min。按扭转强度估算轴径d=C3pn=d=1129732.79557.3mm=40.92mm 根据减速器的设计结构，可得中间轴的大致结构为3.3.1.1 第段轴设计第段轴径低速轴的第段轴径要装轴承，查国标深沟球轴承(GB/T 276-1994)，以及根据扭转强度估算的轴径，第段轴径为d=45mm查机械设计手册国标(GB/T 1801-2009)基孔制、基轴制优先配合表以及表，用轴与轴承的配合为H7k6挡油环的配合为H8h8第段轴长度根据轴承的型号、轴承润滑空间以及箱体内部结构，预算第段轴的长度为l=45mm3.3.1.2 第段轴设计第段轴径第段需装齿轮，同时还要对滚动轴承进行轴向定位。根据轴承的定位轴肩要求，初定第段轴径为d=49mm第段轴长度第段需装齿轮，长度根据齿轮设计来确定l=64mm3.3.1.3 第段轴设计第段轴径第段轴是定位轴肩，用来固定低速级大齿轮的轴向。因此按定位轴肩来设计轴径。d1=d+(34)C1d=49+(34)2mm=5557mmd=60mm第段轴长度第段定位轴肩的长度根据设计紧凑性要求，定位轴肩宽度在815mm之间，所以取轴长度为l=10mm3.3.1.4 第段轴设计第段轴径查国标深沟球轴承(GB/T 276-1994)，深沟球轴承