减速器虚拟样机设计——圆锥、圆柱及蜗杆-毕业论文

2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） I 减速器虚拟样机设计圆锥圆柱及蜗杆 摘要 减速器产品在国民经济中占有着核心地位和作用，广泛用于国防、航 空、冶金、矿山、建筑、化工等领域。由于其结构复杂、计算过程繁琐， 零件尺寸或设计要求发生变化时必须重新绘制其相应的零件模型, 在设计 上消耗大量的人力物力1。 利用 UG 进行减速器辅助设计可大大缩短其开发周期，减少样机试验次 数，迅速地对市场做出反映，并降低产品成本，提高企业竞争力；利用 UG 强大的三维处理功能、参数化设计、特征建模等优点，可以更容易地实现 减速器的设计及仿真, 提高设计质量2。此外，减速器拆装实验是机械类课 程的重要实验。圆锥圆柱齿轮减速器和蜗杆减速器是减速器拆装实验的 主要对象，掌握其结构特点、装配过程及运动状态是合理设计减速器的重 要基础。 正基于此，本文以圆锥-圆柱齿轮减速器和蜗轮蜗杆减速器为例，首先 实现了对减速器的强度计算，然后基于 UG 完成零件的三维实体造型到整体 装配、运动仿真、应力分析及其工程图的制作，为实验课程建设提供充实 的资料和影像，具有实用价值和可扩展性。 关键字：关键字：UG，齿轮减速器，虚拟装配，运动仿真。 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） II Reducer Virtual Prototype design - Tapered - cylindrical gear reducer and worm reducer ABSTRACT Reducers occupies a central position and role in the national economy, is widely used in national defense, aviation, metallurgy, mining, construction, chemical and other fields. Due to its complex structure, the calculation process cumbersome, part size or design requirements change must redraw its corresponding part model, the design consumes a lot of manpower and resources. Aided design using UG to reducer can greatly shorten the development cycle, reduce the number of prototype test, with the market quickly respond to, and reduce the product cost, enhance the competitiveness of enterprises; using UG powerful three-dimensional processing function, parametric design, feature modeling, etc., can be more easily achieved reducer design and simulation, improve design quality. In addition, the speed reducer disassembling experiment is an important experimental mechanical courses.Cone - cylinder gear reducer and the worm gear reducer is the main object of reducer disassembling experiment,grasp its structural features, the assembly process and the state of motion is an important basis for the rational design of the gear unit. Based on that, this paper conical - cylindrical gear reducer and worm reducer for example, first realized the strength calculation reducer, and then completed based on UG three-dimensional solid modeling of parts to the whole assembly, motion simulation, stress analysis and engineering drawings for the construction of experimental courses provide substantial information and images with practical value and scalability. KEYWORDS:UG,Gear reducer,Virtual assembly,Motion simulation. 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） III 目录目录 第一章绪论第一章绪论.1 1.1 课题的研究背景和现状1 1.2 课题的研究的目的和意义1 1.3 课题的研究的内容2 第二章 结构设计第二章 结构设计.3 2.1 圆锥-圆柱二级减速器设计.3 2.1.1 方案分析.3 2.1.2 电机选择.3 2.1.3 确定传动装置的总传动比和传动比分配.5 2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数.5 2.1.5 链传动设计计算.7 2.1.6 高速级圆锥直齿齿轮传动设计计算.8 2.1.7 低速级齿轮传动设计计算.12 2.1.8 轴结构设计.16 2.2 蜗杆减速器方案分析18 2.2.1 方案分析.18 2.2.2 电机选择.19 2.2.3 确定传动装置的传动比及其分配.20 2.2.4 计算传动装置的运动和动力参数.20 2.2.5 蜗轮蜗杆设计计算.21 2.3 减速器机体结构及附件说明28 2.3.1 机体结构.29 2.3.2 附件.32 2.4 减速器的润滑与密封33 第三章 三维建模第三章 三维建模.35 3.1 软件设计平台UG NX 7.5 35 3.1.1 UG 软件概况.35 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） IV 3.1.2 UG 功能模块.36 3.2 三维建模37 3.2.1 中间轴主体建模.37 3.2.2 键槽.39 3.2.3 倒角、中心孔.39 第四章 减速器装配第四章 减速器装配.41 4.1 装配约束介绍41 4.2 圆锥圆柱二级减速器装配42 4.2.1 高速轴系装配.42 4.2.2 高速轴与中间轴的装配.42 4.2.3 总装配体.43 4.2.4 装配的完善齿轮啮合装配.43 4.3 爆炸视图44 4.3.1 爆炸图的基本特点.45 4.3.2 创建爆炸视图.45 第五章 减速器的运动仿真第五章 减速器的运动仿真.46 5.1 运动仿真过程46 5.2 运动仿真动画的输出47 第六章 二维工程图第六章 二维工程图.48 6.1 UG 中建立二维工程图48 6.1.1 新建图纸页.48 6.1.2 添加视图.48 6.2 从 UG 到 Auto CAD 文件的转换.50 6.3Auto CAD 修改工程图.50 第七章 总结第七章 总结.52 参考文献参考文献.54 致谢致谢.55 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 1 第一章绪论 1.1 课题的研究背景和现状 减速器是在原动机和工作机之间用于降低速度、增大转矩的传动装置。 减速器的种类很多，以满足于不同的机械传动要求。广泛应用于国防、交 通、建筑、冶金、建材、矿山等领域。 传统的设计模式通常要经过设计、样机试制、工业性试验、改进定性 和批量生产几个步骤。由于这种基于物理样机的设计研发模式的致命缺陷 (成本高、周期长)，往往使物理样机的反复性试验不够充分，加上设计人员 通常不愿为修改局部而给整机带来不可欲知的结果，这就使机械产品造型、 结构和功能严重老化，从而在市场上缺乏竞争力。这种基于样机制造、试 验的设计方法增加了新产品的研发周期和成本，产品结构越复杂，人力、 物力、财力的浪费越严重，从而严重地制约了产品质量的提高3。 采用计算机三维实体造型技术来构造设计对象模型不仅使设计过程直 观、方便，同时为后续的工程分析、工艺设计、物性计算、运动仿真等设 计阶段的应用提供方便，对实现 CAD/CAM 技术的集成、保证产品数据的 一致性和完整性提供技术支持4。 1.2 课题的研究的目的和意义 本文以 UG NX 7.5 软件为设计平台，针对减速器进行三维实体建模， 利用 UG 进行虚拟装配和运动仿真功，结合 Auto CAD 创建二维工程图。为 虚拟样机技术在工业工程教育教学中的应用提供范例，为广大师生和工程 技术人员提供了 UG 软件的诸多使用方法，对许多易于忽视的细节问题做出 较为深入的说明。 减速器拆装实验是理工科学生学习机械类课程必做的重要实验。圆锥 圆柱齿轮减速器和蜗杆减速器都是常用的减速器，也是减速器拆装实验 的主要对象。利用 UG 进行虚拟装配，形象直观地展现了减速器的拆装的实 际过程；利用 UG 进行运动仿真，真实地模拟了减速器的运动状态；对于提 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 2 高实验课程的教学水平和效果具有十分显著的作用，也使机械类学生能够 了解减速器的结构特点，掌握设计要点，为合理设计减速器打下基础。 1.3 课题的研究的内容 利用现有的减速器虚拟样机设计资料，把计算机辅助设计、虚拟样机 技术和仿真方法相结合；根据减速器原始设计参数，完成减速器结构设计 与计算；利用 UG 软件完成减速器零件的三维参数化造型设计，完成减速 器的二维装配图；并进行减速器的虚拟装配和运动仿真，将装配和仿真导 出动画，为减速器拆装实验提供动画资料。 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 3 第二章 结构设计 2.1 圆锥-圆柱二级减速器设计 2.1.1 方案分析 本传动装置用于链式运输机，工作参数：运输带工作拉力 F=3KN，工 作速度 smV7 . 0 (允许误差 5% ） ，鼓轮直径 300mmD 。工作条件为： 两班连续工作制，载荷基本平稳；设计寿命 5 年，每年 280 个工作制。传 动简图如图 2-1 所示： 图 21传动方案简图 1电动机2联轴器3二级圆锥圆柱减速器 4链传动 5输送链板 采用圆锥-圆柱齿轮传动，其承载能力和速度范围大、传动比恒定、外 廓尺寸小、工作可靠、效率高寿命长。制造安装精度要求高、噪声较大、 成本较高。输出端采用链传动，其轴间距大，对恶劣环境适应性强。 2.1.2 电机选择 选择电动机类型 由于载荷平稳，长期工作，故选取 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 4 步电动机。其具有防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部的特点，结构 简单，工作可靠5。 选择电动机的容量 电动机所需工作功率按下式计算： 1 0 0 0 w d aa pF v PK w （2.1） 由电动机至运输带的传动总效率为: 5432 4 1 a 式中： 1 、 2 、 3 、 4 、 5 分别为轴承、联轴器、圆锥齿轮传动、圆 柱齿轮传动和链传动的传动效率。 根据文献5表 1 查取 1 =0.98， 2 =0.96， 3 =0.96， 4 =0.97， 5 =0.92， 则92. 097. 096. 098. 0 4 a 758. 0， 故kw FV p a d 8 . 2 75. 01000 7 . 03000 1000 确定电动机转速 鼓轮轴工作转速为 min56.44 300 7 . 0100060100060 r D V n 按5表 1 推荐的传动比合理范围，取链传动的传动比为62 1 i，二 级圆锥圆柱齿轮减速器传动比为186 2 i，则总传动比合理范围为 10812 a i ，故电动机转速的可选范围为： min48.481272.53456.44)10812( rnin ad 符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500、3000minr。 根据容量和转速，由文献5表 151 查得有四种适用的电动机型号， 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链传动、减速器的传动 比，选取 Y132S6。 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 5 2.1.3 确定传动装置的总传动比和传动比分配 总传动比 54.21 56.44 960 n n i m a 分配传动比 iiia 0 式中 0 i、i分别为链传动和减速器的传动比。 为使链传动外形尺寸不知过大，初取8 . 2 0 i，则减速器的传动比： 66. 7 8 . 2 45.21 0 i i i a 根据文献5的推荐，取圆锥齿轮传动比ii25. 0 1 ，取2 1 i，则 83. 3 12 iii。 2.1.4 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速 电机轴min960 0 rn 轴min960 1 rn 轴min480 2 960 1 1 2 r i n n 轴min32.125 83. 3 480 2 2 3 r i n n 轴（传输轴）min76.44 8 . 2 32.125 0 3 4 r i n n 各轴输入功率 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 6 轴kwPP d 54 . 2 96 . 0 65 . 2 21 轴 kwPP39 . 2 96 . 0 98 . 0 54 . 2 3112 轴 kwPP27 . 2 97 . 0 98 . 0 39 . 2 4123 轴 kwPP18 . 2 96 . 0 27 . 2 534 各轴输出功率 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率98. 0。例如轴的输 出功率为kwPP489. 298. 054. 298. 0 1 1 ，其余类推。 各轴输入转矩 转矩计算公式 n P Td9550（2.2） 电机轴：mN n P T m d d 36.26 960 65. 2 95509550 轴mNTT d 30.2596 . 0 36.26 21 轴mNiTT60.4796 . 0 98 . 0 230.25 31112 轴mNiTT30.17397 . 0 98 . 0 83 . 3 60.47 41223 卷筒轴输入转矩mNiTT83.46596 . 0 8 . 230.173 5334 轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘以轴承效率 0.98。例如 轴的输出转矩为mNTT794.2498 . 0 30.2598 . 0 1 1 ，其余类推。 运动和动力参数计算结果整理见表 2-1： 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 7 表 21运动和动力参数 参数轴名电机轴轴轴轴卷筒轴 功率 P/kW 输入2.542.392.272.18 输出2.82.492.342.222.14 转矩 n*m 输入25.3047.60173.302465.83 输出26.3624.7946.65169.83456.51 转速 r/min960960480125.3244.76 传动比i 123.832.8 效率 0.960.940.950.90 2.1.5 链传动设计计算 已知条件： 链传动传动比为8 . 2 0 i， 主动链轮转速为min32.125 3 rn ， 载荷基本平稳。 选取链轮齿数 取小链轮齿数19 1 z，大链轮的齿数 2 . 53198 . 2 102 ziz，取 55 2 z。 确定计算功率 根据6表 9-6 查得0 . 1 A K,由 6 图 9-13 查得52. 1 Z K，单排链，则计 算功率为kwPKKP ZAca 56 . 4 352 . 1 1 选择链条型号和节距 根据kwPca56 . 4 及min32.125 3 rn 查6图 9-11，可选取 20A1，查 6 表 9-1，链条节距mmp75.31 计算链节数和中心距 初选中心距mmmmpa 5 . 1587 5 . 95275.31)5030()5030( 0 。 取mma1000 0 。相应的链长节数为： 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 8 41.104 1000 75.31 2 1961 2 6119 75.31 1000 2 22 2 2 0 2 12210 0 a pzzzz p a Lp 取链长节数104 p L节。 查6表 9-7 得到中心距计算系数24467. 0 1 f，则链传动的最大中心距 为： mmmmzzLpfa p 995)6119(104275.3124476. 0)(2 211 计算转速 v，确定润滑方式 smsm pzn v26. 1 100060 75.311932.125 100060 13 。 由smv26. 1和链号 20A-1，查6图 914 可知采用油池润滑或油盘 飞溅润滑。 计算压轴力 有效圆周力为：N v P Fe95.2380 26. 1 3 10001000 链轮水平布置时的压轴力系数15. 1 p F K， 则压轴力NNFKF eFp p 273895.238015. 1 2.1.6 高速级圆锥直齿齿轮传动设计计算 选择齿轮类型、材料、齿数和精度等级 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度（GB 10095 88） 。 材料选择:小齿轮材料为 r C40（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材 料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差 40HBS7。 选取小齿轮齿数24 1 z，大齿轮齿数48242 2 z。 按齿面接触强度设计 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 9 由设计公式： 3 2 1 2 1 5 . 01 92. 2 RR H E KTZ d （2.3） 确定公式内各计算数值 a.使用系数 由6表 10-20 . 1 A K； b.初步估算圆周速度 smv5 ，由6图 10-8 动载系数2 . 1 v K； c.由6表 10-4 查得 H K的值和直齿轮的相同，故383. 1 H K d.由6表 10-3 查得2 . 1 K。初选33 . 0 a ，则齿宽系数： 49 . 0 5 . 1)1 (5 . 0 add u 故载荷系数：9915. 12 . 1383. 12 . 11 HVA KKKKK e.计算小齿轮传递的转矩： mmNT 4 5 10527. 2 960 54. 2105 .95 f.由6表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2 1 8 .189 MPaZE。 g. 应力循环次数 N 9 11 1029. 1)280582(19606060 h jLnN 8 22 1045 . 6 uNN 由6图 10-18 得92 . 0 ,88 . 0 21 FNFN KK 由6图 10-19 得95 . 0 1HN K，1 2 HN K h.确定许用应力 查6图 10-21（d）MPa H 600 1lim ,MPa H 550 2lim 查6图 10-21（c）MPa FE 500 1 ，MPa FE 380 2 k.确定接触疲劳许用应力 由 S KN lim ，取4 . 1, 1 FH SS 得：MPa H 57095 . 0 600 1 ，MPa H 5501550 2 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 10 MPa F 28.314 4 . 1 88. 0500 1 ， MPa F 71.249 4 . 1 92. 0380 2 计算 a.试算小齿轮分度圆直径，代入 H 中较小的值 mm KTZ d RR H E 71.68 233. 05 . 0133. 0 103 .2599. 1 550 8 .189 92. 2 5 . 01 92. 2 3 2 3 2 3 2 1 2 1 b. mmdd tRm 37.5771.68)33 . 0 5 . 01 ()5 . 01 ( 11 c. sm nd v m m 88. 2 000601 96037.5714. 3 100060 1 ，不超过估计值。 d.齿轮参数 大端模数86. 22471.68 1 1 z d m t ，故取标准值3m。 大端分度圆直径mmmzd72243 11 ， mmmzd144483 22 mmudR49.8021725 . 015 . 0 22 1 mmRb R 56.2649.8033. 0 验算齿根弯曲强度 齿形系数和应力修正系数按当量齿数 cos z zv 计算。 使用系数 由6表 10-21 A K 动载系数 由6图 10-815 . 1 v K 齿间载荷分配系数4 . 1 HF KK 齿向载荷分配系数 beHFH KKK 5 . 1 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 11 查6表 10-9 25. 1 beH K ，故875. 1 FH KK 接触强度载荷系数01875. 3 HHVA KKKKK 按实际载荷系数校正分度圆直径 mmKKdd tt 93.7899125. 101875. 371.68 33 11 28. 32493.78 1 zdm,取标准值5 . 3m。 mmmzdmmmzd168485 . 3,84245 . 3 2211 565.26 48 24 arctanarctan 2 1 1 z z ， 435.63565.2690 2 mm zzm R91.936 2 48245 . 3 2 22 2 2 2 1 mmRb R 99.30，取整mmbb32 21 校核齿根弯曲强度 当量齿数,83.26 565.26cos 24 cos 1 1 1 z zv 33.107 435.63cos 48 cos 2 2 2 z zv 查6表 10-560 . 1 ,57 . 2 11 SaFa YY 79586 . 1 ,174136 . 2 22 SaFa YY 取安全系数4 . 1 F S 由6图 10-18 得，90 . 0 ,88 . 0 21 FNFN KK 由6图 10-20 得，MPaMPa FEFE 380,500 21 故:MPa S K F FEFN F 28.314 4 . 1 50088. 0 11 1 MPa S K F FEFN F 285.244 4 . 1 38090. 0 22 2 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 12 由公式 R SaFat F bm YYKF 5 . 01 （2.4） m t d T F 2 （2.5） Rm dd5 . 01 1 （2.6） 计算得： 2 211 37.93,84.98 FFFF MPaMPa 设计合理。 2.1.7 低速级齿轮传动设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 在工况安全相同情形下，斜齿传动可比直齿传动获得较小的传动 几何尺寸，承载能力较大，故选用斜齿传动。 根据 GB 10095-88 推荐，选择 8 级精度。 材料： 小齿轮： r C40 调质， 280HBS； 大齿轮： 45 钢调质， 240HBS。 齿数：小齿轮齿数21 1 Z，大齿轮齿数43.802183. 3 122 ZiZ 取80 2 Z。 初选螺旋角 14。 按齿面接触强度设计 3 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d （2.7) 确定公式内的各计算数值 a.试选6 . 1 t K； b.计算小齿轮传递的转矩:mmNT 4 5 10755. 5 480 39. 2105 .95 ； c.由6表 10-7 取齿宽系数1 d ； d.由6表 10-6 查得材料弹性影响系数 2 1 8 .189 MPaZE； 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 13 e.由 6 图 10-21 （ d ） 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 MPa600 1lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 500 2lim ； 1）应力循环次 8 31 1045. 62805824806060 h jLnN 8 212 1068 . 1 iNN 2）由6图 10-19 取接触疲劳寿命系数98 . 0 ,95 . 0 21 HNHN KK； 3）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数1S 则MPa S K HHN H 570 1 60095. 0 1lim1 1 ， MPa S K HHN H 539 1 55098. 0 2lim2 2 ， MPaMPa HH H 5 .554 2 390570 2 21 。 4）由6图 10-30 选取区域系数433. 2 H Z。 5）由6图 10-26 查得87 . 0 ,75. 0 21 ，则62 . 1 21 。 计算 a.小齿轮分度圆直径 t d1，由公式得： mmd t 456.43 5 .554 8 .189433. 2 83. 3 183. 3 62. 11 1075. 46 . 12 3 2 4 1 b.圆周速度 smsm nd v t 09. 1 100060 480456.43 100060 21 c.齿宽 b 及模数 nt m mmdb td 56.4356.431 1 0126 . 2 21 14cos56.43cos 1 1 z d m t nt 528 . 4 25 . 2 nt mh 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 14 62. 9528. 456.43hb e.重合度： 665. 114tan211318. 0tan318. 0 1 z d f.计算载荷系数 K 使用系数1 A K，根据smv09. 1，8 级精度，由6图 10-8 查得动载 系数05 . 1 v K； 由6表10-4查得417. 1 H K； 由6图10-13查得45. 1 F K； 由6表 10-3 查得1 . 1 FH KK。故载荷系数： 636. 1417. 11 . 105. 11 HHvA KKKKK g.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K dd t t 779.43 6 . 1 636. 1 45.43 3 3 11 h.计算模数 n m 0227 . 2 21 14cos779.43cos 1 1 z d mn 按齿根弯曲强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m (2.8) 确定计算参数 a.计算载荷系数: 67475. 145. 11 . 105. 11 FFVA KKKKK b.由纵向重合度665. 1 ，由6图 10-28 查得螺旋角影响系数 88. 0 Y； c.计算当量齿数： 99.22 14cos 21 cos 33 1 1 z zv 67.88 14cos 81 cos 33 2 2 z zv 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 15 d.查取齿形系数 由6表 10-5 查得2130 . 2 ,7344 . 2 21 FaFa YY e.查取应力校正系数 由6表 10-5 查得77347 . 1 ,5664 . 1 21 SaSa YY 由6图 10-18 查得85 . 0 , 8 . 0 21 FNFN KK f.计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数4 . 1S MPaMPa S K FFN F 71.285 4 . 1 5008 . 0 1lim1 1 MPaMPa S K FFN F 71.230 4 . 1 38085. 0 2lim2 2 g.计算大、小齿轮的 F SaFaY Y 并加以比较。 0149. 0 71.285 566. 1734. 2 1 11 F SaFaY Y ； 0170. 0 71.230 773. 1213. 2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 设计计算 416 . 1 017 . 0 62 . 1 211 14cos8 . 01075 . 4 67 . 1 2 3 2 24 n m 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 法面模数，取5 . 2 n m，同时满足。 几何尺寸计算 中心距 mm mzz a n 11.130 14cos2 5 . 28021 cos2 21 ， 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 16 将中心距圆整为 130mm。 修正螺旋角 21 434713 1302 5 . 28021 arccos 2 arccos a mzz n 因为改变不大，故不需修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mz d n 06.54 7952.13cos 5 . 221 cos 1 1 ； mm mz d n 5.9420 7952.13cos 5 . 280 cos 2 2 。 计算齿轮宽度43.35mm0.854.06d1 d b 圆整后取mmBmmB45,50 21 。 2.1.8 轴结构设计 输入轴结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如图 2-2 所示： 图 22输入轴系零件装配方案图 轴径及长度确定 确定最小轴径 由公式 3 0 nPAd (2.9) 查 6 表15-3 取126 0 A， 已 知960r/min,54. 2 11 nkWp； 则 .42mm1796054. 2126 3 1 d。 应当指出，当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 17 度的消弱。对于直径mmd100的轴，有一个键槽时，轴径增大 3%；有两 个键槽时，轴径增大 7%；对于直径mmd100的轴，有一个键槽时，轴径 增大 5%7%；有两个键槽时，轴径增大 10%15%。然后将轴径圆整6。 故将输入轴轴径增大 10%15%，取mmd20 min 。 根据输入轴装配方案图，输入轴设计为 5 段，各段长度和直径如下： 段：该段用以安装小锥齿轮和挡油板，根据二者结构尺寸，取 mmlmmd50,28 11 ； 、 段 ： 此 处 安 装 轴 承 30206 ， 其 内 径 为 30mm, 故 取 mmldd16l30mm, 4242 ； 段：根据1推荐，取mmdmml36,49 33 ； 段：取5mm2,42 55 dmml; 段：该段于联轴器联结，取mmlmmd50,20 66 ； 综上所述，输入轴的结构如图 2-3 所示： 图 23输入轴结构 根据中间轴、输出轴的零件装配方案，可以确定其结构，在此不 再赘述。其结构分别如图 2-4、图 2-5 所示： 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 18 图 24中间轴结构 图 25输出轴结构 对以上三根轴进行强度校核，均符合要求，在此不赘述。 2.2 蜗杆减速器方案分析 2.2.1 方案分析 本传动装置用于带式运输机，工作参数：运输带工作拉力 F=3KN，工作 速度 smV95. 0 (允许误差3%） ，滚筒直径270mmD。工作条件为： 两 班连续工作制，载荷基本平稳；设计寿命 5 年，每年 280 个工作制。传动 简图如图 26 所示： 采用蜗杆传动，其结构紧凑、传动比大、传动平稳、噪声小。但效率 较低，制造精度要求较高，成本较高。输出端采用带传动，其传动平稳、 噪声小，可缓冲吸振；结构简单，轴间距大、成本低8。 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 19 图 26蜗杆减速器传动方案简图 1电动机2、4联轴器3级蜗轮蜗杆减速器 5传动滚筒6输送带 2.2.2 电机选择 选择电动机类型 由于载荷平稳，长期工作，故选取 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异 步电动机。其具有防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部的特点，结构 简单，工作可靠5。 选择电动机的容量 电动机所需工作功率按下式计算： 1 0 0 0 w d aa pF v PK w 式中: d P 工作机要求的电动机输出功率，单位为 KW； 电动机至工作机之间传动装置的总效率； W P 工作机所需输入功率，单位为 KW； 由电动机至运输带的传动总效率为: 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 20 32 1234a 式中： 1 、 2 、 3 、 4 、 5 分别为带传动、轴承、联轴器、蜗轮蜗杆 传动的传动效率。取8 . 0,99 . 0 ,99 . 0 ,96 . 0 4321 ， 则73. 08 . 099. 099. 096. 0 23 a 所以kw FV P a d 9 . 3 73. 01000 95. 03000 1000 。 确定电动机转速 鼓轮轴工作转速为： min19.67 270 95. 0100060100060 r D V n 由5表 1 推荐的传动比的合理范围，取传动比4010 i，故电动机 转速的可选范围为： min6 .26879 .671401067.19 rnind 符合这范围的电动机同步转速有 750、1000、1500、3000 r/min 四种， 综合考虑电动机和传动装置的性能，尺寸、重量和价格等因素,选择 Y112M-4。 2.2.3 确定传动装置的传动比及其分配 减速器总传动比:43.2119.671440 wm nni 式中：i传动装置总传动比 w n 工作机的转速，单位minr m n 电动机的满载转速，单位minr 2.2.4 计算传动装置的运动和动力参数 各轴的转速 电动机轴:min1440rnm 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 21 轴： min1440 m1 rnn 轴： min19.67 2 rn 各轴的输入功率 轴：3.822kw99 . 0 0.993.9PP 32d1 轴：2.997kw0.80.990.993.822 43212 PP 各轴的输入转矩 电机轴：mN n P m d d 8645.25 1440 9 . 3 95509550T 轴:mN n T35.25 1440 822. 3 9550 P 9550 1 1 1 轴:m423.13N 19.67 977. 2 9550 n P 9550 2 2 2 T 上述计算结果汇见表 2-2。 表 22运动和动力参数 输入功率 （kW） 转 速n （r/min） 输入转矩 （Nm） 传动比 i 效 率 电机轴3.9144039.26 10.98 轴3.82144038.36 21.430.784 轴2.9967.19586.22 2.2.5 蜗轮蜗杆设计计算 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI） 。 选择材料 考虑蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用 45 钢；因希望效 率高，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC。蜗轮用 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 22 铸锡磷青铜 110PZCuSn ，金属模铸造，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸 铁 HT100 制造 7。 按齿根弯曲疲劳强度进行设计 设计公式： 1 2d m 3 2 2 2 25. 3 mm z z KT H E (2.10) 选 择 1 z, 2 z： 根 据 传 动 比 , 查 6 表 11-1 取2 1 z， 则 2.864243.21 12 izz，取43 2 z， 2 z在 2961 之间，故合乎要求。 此 时，传动比为5 .21243i。 传 动 比 误 差 为0.32%100 21.43 21.43-21.5 ， 符 合 要 求 。 初 估 =0.80。 确定作用在蜗轮上的转矩 2 T： 2 6 2 2 6 2 1055. 91055. 9 n P n P T mmNmmN 967.43458 19.67 8 . 0822. 3 1055. 9 6 载荷系数K： 因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 1 K ；由6表115 选取使用系数1 A K；由于转速不高冲击不大，可取动载系数1 . 1 V K；则 1 . 1 VA KKKK 材料系数 E Z： 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 2 1 160MPaZE。 许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 110PZCuSn ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面 硬度45HRC,查得蜗轮的基本许用应力MPa H 268 。 应力循环次数： 7 2 1003. 928058219.6716060 h LjnN 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 23 寿命系数759519. 0 1003. 9 10 8 7 7 HN K 则203.55MPa268MPa0.759519 H HNH K 计算 1 2d m： 1 2d m 168.732 4355.203 1603.25 967.434581 . 1 25. 3 2 2 2 2 z z KT H E 选 m 2 ，d1 的值： 按照推荐，取mmdm40, 4 1 则732.1686404042 1 2 dm。 导程角 tan=2 . 0 40 24 1 1 d mz ，=arctan0.2=11.3099 强度验算 接触强度： 传动中心距为mm106 2 43440 2 21 dd a， 由377. 010640 1 ad查得接触系数8 . 2 z， 则： H 33 2 H 46.59 106 43458.9671.1 2.8061 MPa a KT ZZE 弯曲强度： 许 用 弯 曲 应 力 FNF KF ， 查 得 蜗 轮 基 本 许 用 弯 曲 应 力 MPa56 F ，寿命系数0.606 1003. 9 10 9 7 6 FN K； 则：33.93MPa606. 056 F ； 由 当 量 齿 数6 .45 3099.11cos 43 cos Z 33 2 2 v Z查 得 蜗 轮 齿 形 系 数 2013 届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文） 24 37. 2 2 Fa Y，螺旋角影响系数9192. 0140-1 Y则： FF Y mdd KT MPa78. 59192. 037. 2 417240 967.434581 . 153. 1