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行星 齿轮 减速器 虚拟 设计

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行星齿轮减速器减速器的虚拟设计,行星,齿轮,减速器,虚拟,设计

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目 录一 设计任务书2二 电机的选择计算1. 择电机的转速22. 工作机的有效功率23. 选择电动机的型号3三 运动和动力参数的计算1. 分配传动比32. 各轴的转速33. 各轴的功率44. 各轴的转矩4四 传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算42. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算6五 轴的设计计算4. 减速器高速轴I的设计95. 减速器低速轴II的设计113. 减速器低速轴III的设计14六 滚动轴承的选择与寿命计算1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算162.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算173. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算18七 键联接的选择和验算1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接192. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接193. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接20八 润滑油的选择与热平衡计算1. 减速器的热平衡计算212. 润滑油的选择22九 参考文献23 1.带轮式少齿差减速器设计【摘要】带轮式少齿差减速器是为改装MB1312型外圆磨床而设计的。设计中对轮齿干涉进行了分析，并采用迭代法对少齿差行星齿轮传动参数进行了计算，与此同时进行了结构设计与研制。减速器经实际运转，指标符合要求，已付诸应用。表明设计方法正确，可供少齿差传动设计参考。关键词：少齿差行星齿轮传动；干涉；变位系数DESIGN OF A PULLEY-REDUCTORWITH A FEW DIFFERENCE OF TEETHAbstractThe 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 wordsDrive of planetary gear with a few teeth diffe rence, Interference, Modification coefficient引言本文阐述的带轮式少齿差减速器是为改装MB1312型外圆磨床而设计的，改装后可进行电解磨削。其技术指标是，传动比i=50，输入转速nH=650 r/min，输出扭矩T=40 N.m。输入轴与输出轴同轴线、同方向。以往的模式是在电动机与带轮间增设一个体积庞大的减速装置，使用起来非常不便。而作者提出的减速器是利用少齿差传动，它具有结构简单、体积小的特点。实践表明，该减速器结构合理、运转平稳，各项性能均达到指标要求，已成功地用于MB1312型外圆磨床头架传动系上。1、工作原理带轮式少齿差减速器的工作原理如图1所示。它采用了KHV型传动方式。其传动比可由下式计算 (1)式中i1H-2-由转臂1到内齿轮3的传动比，即由带轮2到输出轴6的传动比nH-转臂转速，即带轮输入转速n2-行星内齿轮的自转转速，即输出轴转速z1-外齿轮4齿数，z1=49z2-内齿轮3齿数，z2=50图1 带轮式少齿差减速器的工作原理1.转臂 2.带轮 3.内齿轮(行星轮) 4.外齿轮(中心轮) 5.输出机构6.回转件(输出轴)2 轮齿干涉少齿差行星齿轮传动的轮齿干涉主要是齿廓重叠干涉与齿顶相碰干涉。在一般情况下，若不产生齿廓重叠干涉，则齿顶相碰干涉也不会发生。因此，这里主要讨论齿廓重叠干涉。齿廓重叠干涉系指内啮合齿轮副在啮合结束后，当外齿轮齿顶退出内齿轮齿槽时，外齿轮齿顶与内齿轮齿顶所发生的重叠干涉。如图2所示，设两齿轮的齿顶圆相交于G点，E、F分别为外齿轮和内齿轮的齿廓同齿顶圆的交点。当外齿轮E点到达G点时，若内齿轮F点已经越过G点，则两齿轮不会产生齿廓重叠干涉，若内齿轮F点尚未达到G点，则两齿轮势必会产生齿廓重叠干涉。由此可知，两齿轮不产生齿廓重叠干涉的条件是 FO2FGO2F (2)取E点与F点同时处于G点的临界状态进行计算，则有GO2F=2-2FO2F=(z1)/(z2)(1+1)代入式(2)得： (3)式中1、2-外齿轮与内齿轮的参变量，rad 图2 齿廓重叠干涉分析根据余弦定理，由O1O2G可得由渐开线性质得 (4)式中 a-变位后中心距 -啮合角ra1、ra2-外齿轮与内齿轮的齿顶圆半径a1、a2-外齿轮与内齿轮的齿顶圆压力角将式(4)代入式(3)，用GS表示齿廓重叠干涉度，则得不产生齿廓重用的数据。叠干涉的条件GS=z1(inva1+1)-z2(inva2+2)+(z2-z1)inv0 (5)3、参数选择与几何计算为避免齿廓重叠干涉，可采用短齿和正变位齿轮来修正。通常是在保证重合度1的条件下合理选定齿顶高系数和啮合角，并初选外齿轮和内齿轮变位系数x1和x2。然后，用迭代法逐次迭代计算x1和x2，直至齿廓重叠干涉度GS达到期望值GS=0.05 mm为止。此时的和即为选定的最适宜的变位系数。此后，便可进行齿轮副的几何计算。计算变位系数的迭代公式如下，符号(n)表示第n次迭代 (6) (7)少齿差内啮合齿轮副的基本参数列于表12。少齿差减速器的几何计算列于表2。由表2的计算结果可知，第1次迭代求得的x(1)1即可满足GS的要求，故第1次迭代的数据均为有效数据，即本设计所采表1 少齿差内啮合齿轮副的基本参数齿数差z2z1模数m压力角/()啮合角/()变位后中心距a/mm齿顶高系数齿廓重叠干涉度期望值GS/mm外齿轮变位系数x1112055.989 80.8400.750.050.015z1212040.727 91.2400.80312030.742 31.6400.75412027.563 02.1200.80注：当m1时，表中a应乘以m。表2 少齿差减速器的几何计算序号名称代号计算公式确定值初选值第1次迭代值1模数mm=112压力角=20203啮合角=55.989 855.989 84外齿轮齿数z1z1=49495内齿轮齿数z2z2=50506齿顶高系数=0.750.757齿廓重叠干涉度期望值GSGS=0.050.058外齿轮分度圆直径d1d1=mz1499内齿轮分度圆直径d2d2=mz25010外齿轮基圆直径db1db1=d1cos46.04511内齿轮基圆直径db2db2=d2cos46.98512标准中心距aa=m(z2-z1)/20.5013变位后中心距aa=acos/cos0.8414中心距变动系数yy=(a-a)/m0.3415初选外齿轮变位系数x1x1=0.015z10.735 00.669 316内齿轮变位系数x21.408 51.342 817外齿轮齿顶高ha1ha1=m(+x1)1.4851.41918内齿轮齿顶高ha2ha2=m(-x1-y)-0.325-0.25919外齿轮齿顶圆直径da1da1=d1+2ha151.97051.83920内齿轮齿顶圆直径da2da2=d2-2ha250.65050.51921外齿轮齿顶圆压力角a1cosa1=db1/da127373427205322内齿轮齿顶圆压力角a2cosa2=db2/da22156021333023外齿轮齿顶圆半径ra1ra1=da1/225.98 525.91924内齿轮齿顶圆半径ra2ra2=da2/225.32 525.25925外齿轮参变量12.484 362.484 3926内齿轮参变量22.464 092.464 0727齿廓重叠干涉度GS0.059 95(不合格)0.050 12(合格)28齿廓重叠干涉度的一阶导数0.151 37429第1次迭代求外齿轮变位系数0.669 330重复计算以下根据x(1)1重复计算第1627项，直至满足GS=GS=0.050.055为止31重合度验算1.125(合格)4、结构设计 带轮式少齿差减速器的结构如图3所示。它是将带轮19与转臂制成一体作为输入轴，由两端的轴承2支承。行星内齿轮17由轴承4支承，偏心地安装在带轮体内，可绕固定的外齿轮14运转。带轮体内的偏心孔即代表转臂。外齿轮由端盖12固定，端盖12被固定在带轮保护罩16上。行星内齿轮的自转运动通过十字滑块输出机构15传输给输出轴18。输出轴套在磨床头架的带轮轴上，用螺钉5固定。这样，电动机通过带轮式少齿差减速器即可带动磨床头架的带轮轴以501的减速比进行回转。图3 带轮式少齿差减速器的结构1.孔用弹性挡圈 2.球轴承 3.轴用弹性挡圈 4.球轴承 5.螺钉 6.孔用弹性挡圈 7.螺钉 8.弹簧垫圈 9.螺钉 10.弹簧垫圈 11.球轴承 12.端盖 13.轴承座 14.外齿轮 15.十字滑块 16.保护罩 17.内齿轮 18.输出轴 19.带轮5、结论 (1) 少齿差行星齿轮传动的主要干涉为齿廓重叠干涉，它是必须验算的。(2) 采用迭代法进行计算，只需数次迭代即可使齿廓重叠干涉度GS逼近期望值，故此法仍不失为一种实用可行的计算方法。(3) 作者设计的带轮式少齿差减速器结构，具有实际应用价值，可供借鉴。参考文献1齿轮传动手册编写组. 齿轮手册(上册). 北京: 机械工业出版社, 1990.2机械设计手册联合编写组. 机械设计手册(中册). 北京: 化学工业出版社, 1982.3 冯澄宙.渐开线少齿差传动. 北京: 人民教育出版社, 1981.4 饶振纲.行星传动机构设计. 北京: 国防工业出版社, 1980.湖 南 工 学 院课 程 设 计 说 明 书机制 专业 04 级 01 班 题 目 圆锥圆柱齿轮加链减速器姓 名 王少华指导教师 杨湘红 职称 职称2007年 4 月 5 日毕 业 设 计 任 务 书（行星减速器设计三维造型虚拟设计分析）指导老师：杨湘洪课题内容：1、资料的调研、收集、加工整理2、进行与设计课题相关的实习3、完成行星减速器设计的设计4、正确的绘制设计图纸，完成三维建模（或模型的制作）5、撰写毕业设计说明书课题任务要求：1、设计计划（进度）表严格按照计划执行，适当安排进度检查。2、市场调查在广泛调查和资料收集的基础上为XXX（个人设计课题）功能设计、工艺要求、适应性要求提供可靠的依据。3、理论设计在广泛调查和全面分析考虑的基础上进行设计，并形成工程图纸。4、草图、效果图制作充分表现所设计的圆锥圆柱齿轮加链减速器总体结构表达技巧，设计表达全面、明晰。5、设计说明书字数符合毕业设计规定，内容完整，文献查阅不少于15篇，外文资料翻译，译文不少于4000字。（专科班同学可2000字左右）6、预期目标：（）、实习报告一份；（）、草稿一份；（）、设计说明书：字数不少于一万字；（）、设计图：纸量不少于折合成图幅为A0号的图纸25张（圆锥圆柱齿轮加链减速器装配图A0号1张，非标件零件图若干张（CAD、PRO/E图各一套）；（）、查阅文献15篇以上，翻译外文资料，译文字数不少于4000字。毕 业 设 计 指 导 书1、全面规划，合理安排毕业设计进度按圆锥圆柱齿轮加链减速器设计的程序和步骤来制定计划进度表，以利于毕业设计的顺利进展，方便老师的定期检查和考核。2、知识的复习和新知识的学习复习计算机辅助产品设计相关课程，掌握设计的思路、方法、原则、程序、步骤、技法等，并通过相关资料的收集整理来扩充自己的思路和视野，加强设计表现技法的训练。3、课题设计的重点和难点（1）寻找准确的设计定位；进行广泛的市场调研，通过收集相关类型产品来进行学习比较，找准合理的市场定位。（2）设计的创新性；在结构、功能、形式、布局上有新的突破和认识。（3）表达的条理性和准确性；正确、充分的表达设计的过程和设计结果。4、设计方法的运用（1）设计调查的方法；设计调查目的的确定；调查的技巧：抽样、资料收集的方法、资料分析和表达；总结和归纳；（2）设计中的常用方法；设计计划：任务日期图表法设计分析：功能分析法、系统分析法等方案构想：类比法、联系法等方案筛选：评价目标树的建立，排队法、计分法等5、主要参考文献及检索关键词检索关键词：减速器，PRO/E主要参考文献：（1）乌格拉尔机械设计M重庆：重庆大学出版社，2005-01-01（2）设计手册编委会编机械设计手册M北京：机械工业出版社，2006（3）宋敏机械设计基础课程设计指导书M西安：西安电子科技大学出版社,2006（4）林清安PRO/E Widefire 2.0零件装配与产品设计M北京：电子工业出版社,20066、毕业设计（论文）撰写要领与格式（见湖南工学院毕业设计（论文）工作手册）7、答辩准备工作提要（1）答辩前应正确完成的毕业设计工作任务：毕业实习日志、实习报告、开题报告、文献翻译、设计工作手册、设计说明书、设计图纸；（2）全面总结和回顾毕业设计，主要对设计的缘起、设计过程和设计成果三个部分进行展示，满足答辩需要、（3）答辩事宜的熟悉：通过模拟答辩的方式了解答辩的方式、程序、内容、礼仪及时间的把握、气氛的适应、语言的控制、心理的调节等。“毕业设计（论文）书写格式”毕业设计（论文）文档是学生从事设计（论文）工作的成果体现，它集中表明了作者在设计（论文）工作中获得的理论、思想、方法或见解，是学生毕业的主要依据。为了保证毕业设计（论文）文档的质量，做到毕业设计（论文）格式的规范化，特作如下规定：一、内容要求及格式毕业设计说明书（以下简称毕业设计）和论文应用汉语（简体汉字）撰写，字数一般应在一万字左右，内容应层次分明，数据可靠、文字简练、说明透彻、推理严谨。毕业设计（论文）内容一般应由八个主要部分组成（论文由六部分组成），依次为：1. 封面；2. 摘要（论文用）；3. 目录；4. 毕业设计任务书；5. 正文；6. 结束语（论文含致谢）；7. 参考文献；8. 附录（根据设计的不同形式需要添加，设计用）；9. 致谢（设计用）。各部分的具体要求如下：1封面（附表1）分西南校区写清楚学校名称，原南区学生学校名称为湖南建高等专科学校，原西校区学生学校名称为湖南大学衡阳分校。2摘要（附表2）摘要应说明设计目的、要求，设计方法、主要设计内容、设计结果（成果）和结论。语言力求精练，摘要字数为500字左右。有条件的可写中、英文摘要。论文必须写中英文摘要。居中打印“摘要”二字（三号黑体），字间空一格。 “摘要”二字下空一行打印摘要内容（四号宋体），每段开头空二格。摘要内容后下换行打印“关键词”三字（四号黑体），空一格后为关键词（四号宋体）。关键词数量为35个，每一关键词之间用逗号分开，最后一个关键词后不打标点符号。3目录(附表3)列出设计（论文）的大标题、一级和二级标题，逐项标明页码，标题应该简明扼要、点出各部分主要内容。“目录”两字居中（三号黑体），毕业设计下空两行为章、节、小节（靠左）及其开始页码（靠右）。章、节、小节分别以如下方式：第1章、1.1、1.1.1依次标出，章、节、小节与页码之间用“”连接。每一级标题依次往后退一个字符。论文下空两行为一级、二级标题（靠左），及其开始面码（靠右）。一级、二级标题与页码之间用“”连接。4毕业设计任务书“毕业设计任务书” 居中（三号黑体），毕业设计任务书下空两行为任务书内容（4号宋体）。5. 毕业设计（论文）正文(附表4)正文是主体，毕业设计一般可包括设计要求与指标、理论分析、计算方法、具体设计内容、测试方法和实验结果、数据分析和讨论、结论等。论文一般包括论点、论据和论证。毕业设计标题：每章标题以三号黑体居中打印；“章”下空两行为“节”以四号黑体左起打印；“节”下为“小节”，以小四号黑体左起打印。换行后空二格打印正文。正文采用小四号宋体，正文行间距为固定值24磅。例：第1章 (居中书写)1. 1 1.1.1 论文一级标题为四号黑体左起打印；二级标题以小四号黑体左起打印；正文采用小四号宋体，正文行间距为固定值24磅。例：1 1. 1 1.1.1 图、表、公式：文中的图、表公式一律采用阿拉伯数字分章（或连续）编号，如：图2-5，表3-2，公式（5-1）等。图序及图名居中置于图的下方，图中的术语、符号、单位等应与正文表述所用一致；表序及表名置于表的上方，表中参数应标明量和单位的符号；图序及图名、表序及表名采用五号楷体字。公式的编号用括号括起写在右边行末，其间不加虚线。图、表、公式等与正文之间要有一定的行间距。6.结束语设计总结、主要成果或结论、存在的问题等，论文还要包含致谢词。7参考文献只列作者直接阅读过、在正文中被引用过的文献资料。参考文献一律列在正文的末尾，不得放在各章之后。在引用别人的结论时，应在引用处加以说明，严禁抄袭现象的发生。作者姓名写到第三位，余者写“，等”或“，et al。”。“参考文献”四字居中用三号黑体字，空一行左起按顺序依次列出参考文献，将序号置于方括号内，用小四号宋体字。几种主要参考文献的格式为：连续出版物：序号 作者.文题. 刊名J，年，卷号（期号）：起止页码专（译）或编著：序号 作者.书名M.出版地：出版社，出版年.起止页码技术标准：序号 发布单位.技术标准代号. 技术标准名称.出版地：出版者，出版日期举例如下：1 周绥平,陈宗基.DR算法的更新时间间隔研究.系统仿真学报J,1999,7(2):13182 竺可桢. 物理学M. 北京：科学出版社，1973.56603 中华人民共和国国家技术监督局. GB31003102. 中华人民共和国国家标准量与单位. 北京：中国标准出版社，1994-11-018附录（根据需要添加）主要列入设计过程所做的实物图、公式推导、程序源代码，与正文分开。9致谢对给予指导、各类资助和协助完成本设计工作以及提供各种工作有利条件的单位及个人表示感谢。10页码页码从正文开始至全文结束按阿拉伯数字连续编排，前置部分用罗马数字分别单独编排；页码位于页面底端，居中书写。二、打印及装订要求一律采用WORD97以上版本编辑，用A4规格输出，打印区面积为240mm146mm，双面打印。 湖南工学院教务处 附表1附表2附表3附表4湖南大学衡阳分校 毕业设计(论文)课题名称 基于PRO/E的齿轮油泵的三维设计专业名称 机械设计与制造及其自动化 所在班级 03机制专科四班 学生姓名 吴 祥 祥 学生学号 2003101420 指导老师 杨 湘 洪 完 成 日 期： 2006年5月目 录摘要 1第一章 齿轮油泵概论 21.1 油泵的发展历史及国内外现状 21.2 油泵的作用 5第二章 齿轮油泵零件的建模2.1 齿轮的建模 92.1.1 参数化设计的基本原理 102.1.2 建立零件库的步骤 122.1.3 渐开线直齿圆柱齿轮模型库的实现 142.2 轴的建模 162.3 小结 18设计心得 23参考文献 24致谢 25摘 要齿轮油泵靠一对齿轮的旋转运动,将液压能转变为机械能的液压装置，它把油从低压区油孔吸入,加压到高压区出油孔送出,经机床上油槽输送到轴承等需要润滑的部位，广泛应用于各个行业，如冶金、运输、化工、建筑、食品，甚至艺术舞台。PRO/ENGINEER是美国PTC公司开发的软件,是目前最先进、最广泛的三维设计软件，ANSY是ANSYS公司新推出的工程分析软件，对热力学、流体力学、静力学、结构分析、电磁场分析等应力分析问题都适用。本次设计主要的目的是对齿轮油泵进行理论设计，在此基础上，根据各零件的零件图利用PRO/E进行实体建模；再利用PRO/E装配模块进行装配，这是基于PRO/E的一种新型的、先进的零件设计和装配的方法，在实际中具有高效、优质的特点。同时，还利用PRO/ENGINEER的仿真功能，模拟仿真齿轮油泵的现场工作状态，这样增加对齿轮油泵的感性认识，使设计者更合理，经济的设计出提出了合理的齿轮油泵结构。关键词 齿轮油泵,PRO/E,齿轮,参数化第二章 齿轮油泵零件的建模齿轮油泵主要由泵体、前后泵盖、齿轮、主被动轴、轴承、安全阀和轴端密封等零件组成,装配图如附图2-1所示。齿轮油泵造型设计步骤如下。1. 箱体主体2. 生成凸缘和底座特征3. 构建轴承座特征4. 构建加强肋、窥视方孔、油尺孔等附属特征5. 建立螺纹孔、倒圆角等特征6. 分割箱体主体7. 轴的造型设计8. 齿轮的造型设计下面是各零件的建模过程。2.1 齿轮的建模齿轮是齿轮油泵的传动零件，也是机械设备中最常用的传动零件。它的创建是采用参数化、关系式设计的。 2.1.1 参数化设计的基本原理 Pro/Program是Pro/Engineer软件提供的一种程序化的二次开发工具。利用Pro/Engineer造型的同时，Pro/Program会产生特征的program，它是一个记录文件，由类似BASIC的高级语言构成，记录着模型树（modeltree）中每个特征的详细信息，包括各个特征的建立过程、参数设置、尺寸以及关系式等，我们可以通过修改和添加特征的program来生成基本参数相同的一系列模型。 利用Pro/Program对Pro/Engineer软件进行二次开发时不需要重新撰写设计步骤，只需加入几个相关的语法指令就可以让整个零件或组件变得弹性化与多样化，其主要思想是利用Pro/Program模块的功能来接收、换算和传递用户输入的有关参数，通过改变特征的尺寸及特征之间的关系来达到参数化设计的目的。这里需要注意的是，开发工作的关键在于确定独立可变参数，应尽量以最少的参数 湖南大学建材分校 毕业设计(论文)课题名称 行星减速器设计三维造型虚拟设计分析专业名称 机械设计与制造及其自动化 所在班级 04机制专科一班 学生姓名 王少华 学生学号 21040131 指导老师 杨 湘 洪 完 成 日 期： 2007年5月毕 业 设 计 任 务 书（行星减速器设计三维造型虚拟设计分析）课题任务要求：1、设计计划（进度）表严格按照计划执行，适当安排进度检查。2、市场调查在广泛调查和资料收集的基础上为XXX（个人设计课题）功能设计、工艺要求、适应性要求提供可靠的依据。3、理论设计在广泛调查和全面分析考虑的基础上进行设计，并形成工程图纸。4、草图、效果图制作充分表现所设计的圆锥圆柱齿轮加链减速器总体结构表达技巧，设计表达全面、明晰。5、设计说明书字数符合毕业设计规定，内容完整，文献查阅不少于15篇，外文资料翻译，译文不少于4000字。（专科班同学可2000字左右）6、预期目标：（）、实习报告一份；（）、草稿一份；（）、设计说明书：字数不少于一万字；（）、设计图：纸量不少于折合成图幅为A0号的图纸25张（圆锥圆柱齿轮加链减速器装配图A0号1张，非标件零件图若干张（CAD、PRO/E图各一套）；（）、查阅文献15篇以上，翻译外文资料，译文字数不少于4000字。湖南建高等专科学校机械设计制造及其自动化专业课程设计任务书一、 题目：设计带式运输机传动装置的圆锥圆柱齿轮加链减速器二、设计基本内容1， 传动系统/方案设计和主要零部件的设计计算2， 减速器装配图和零件工作图设计3， 编写设计说明书三、设计完成后应缴的资料装配图1张、零件图12张、设计计算说明书一份四，设计完成期限： 本设计任务是于2004年12月27日发出 于2005年1月14日完成指导老师： 签名日期教研室主任 ： 批准日期目录第一，设计任务第二，总体方案设计第三，电动机的设计和选择第四，传动零件的设计一、减速器外部传动零件的设计链传动二、减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计锥齿轮传动（二）低速级传动设计柱齿轮传动第五，轴系零部件的初步选择一、拟定轴上零件的装配方案二、轴有关数据的确定三、轴承的校核四、轴的强度校核计算五、键的校核第六，其余机构参数设计一、轴承的选择和计算二、联轴器的选择三、润滑和密封方式的设计和选择四、箱体设计（mm）五、附件设计六、设计明细表七、技术说明小结和参考书第二，总体方案设计一、设计数据及工作条件：F7000N T9550Pn1225.06NmP2.24 kW V0.32m/sN=17.462 r/min D350mm生产规模：成批工作环境：多尘载荷特性：冲击工作期限：3年2班制二、方案选择两级圆锥-圆柱齿轮减速器i=i1i2直齿圆锥齿轮i=822斜齿或曲线齿锥齿轮i=840特点同单级圆锥齿轮减速器，圆锥齿轮应在高速级，以使圆锥齿轮尺寸不致太大，否则加工困难动力传动方向电动机连轴器轴I锥齿轮轴II柱齿轮轴III连轴器轴IV链传动轴V滚筒第三，电动机的设计和选择一，所需电动机的功率0.9920.9950.960.970.920.960.7666PdPw2.24 0.7666 2.922kW二，所需电动机的转速初选传动比：锥齿轮： 2.5 (可选范围：23)圆柱齿轮： 4 (可选范围：35)链传动： 5 (可选范围：26)总传动比：i2.54550所需电动机转速：NdN5017.46250873.1 r/min三，所选电动机的型号及参数型号：三相异步电动机Y132S6电动机参数：额定转速：960 r/min 额定功率：3 kW 输出轴直径：38mm备选电动机：Y160M18电动机数据对比方案电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径mm轴外伸长度mm1Y132S63100096054.0976238802Y160M-18375071041.23233880四，计算总传动比和分配传动比1总传动比：i96017.46254.97622分配传动比的基本原则在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。 分配传动比的基本原则是： 1）使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度。） 2）使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。 3）使减速器获得最小的外形尺寸和重量。对圆锥圆柱齿轮减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速级圆锥齿轮的传动比i1不宜太大，通常取i1 0.25i，最好使 i13。当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 i13.54。3、初定链传动的传动比：i链5.1那么，减速器的传动比：i减ii链54.97625.110.7796锥齿轮传动的传动比：i锥0.25i减10.77960.252.695柱齿轮传动的传动比：i柱i减i锥10.77962.6954.0004、传动装置的玉女动和动力参数的计算各轴的转速计算： n2n1i各轴的输入功率计算： P2P1各轴的输入转矩计算： T9550Pn轴号转速n(r/min)功率P(kW)扭矩T(Nm)传动比iI9602.97029.552.695II356.2152.82375.6844.000III89.0542.711290.7235.1IV89.0542.657288.3621V17.4622.441336.28注：除特别注明外，本说明书所引用的公式和图标（均特别括号引用注明）均引用自参考书一。下同。第四、传动零件的设计一，减速器外部传动零件的设计链传动（一）、链传动的特点两轮间以链条为中间挠性元件的啮合来传递动力和运动。运动特性：不平稳，噪声大，且有扇动，i不恒定，不均匀性。优点：平均速比im准确，无滑动；结构紧凑，轴上压力Q小；传动效率高=98%；承载能力高P=100KW；可传递远距离传动amax=8mm；成本低。缺点：瞬时传动比不恒定i；传动不平衡；传动时有噪音、冲击；对安装粗度要求较高。应用：适于两轴相距较远，工作条件恶劣等，如农业机械、建筑机械、石油机械、采矿、起重、金属切削机床、摩托车、自行车等。中低速传动：i8(I=24)，P100KW，V12-15m/s，无声链Vmax=40m/s。（不适于在冲击与急促反向等情况下采用）。（二）, 链传动的设计计算已知：P=2.657kW， n189.054，n217.462 i5.1载荷性质：冲击，工作条件多尘，求Z1、Z2P，列数，a，润滑方式等。1、选择链轮齿数Z1、Z2Z117，Z2iZ15.11786.7，取Z287选择原则：Z1不能过少，Z1应为奇数！当Z少外壳尺寸小，重量轻但Z过少1）传动不均性和动负荷增大；2）P增大后，角增大，功率损失增加，链绕进，出轮磨损加剧；3）当P一定时，Z少，D小，但Ft（=2T/D）加速轮与链的破坏Z2不能过大！Z2过多外壳尺寸大、重量加大。且Z多，承载力降低，且Z过多容易脱链（Z2更大）2，链的节和排数计算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18)工况系数：KA1. （表9-9，中等冲击3）Pca=KAP=1.32.657=3.454 (KW)3、链节数与中心距LP，a通常以节距倍数来表示链长LP1）初选a0a过小时则过小（包角）参加啮合齿数少，总的LP也少，在一定的V下，链节应力循环次数增加，寿命下降，但a过大，除不紧凑外，且使链松边颤动。一般推荐：初选a0=(3050P)，amax=80P当有张紧链装置时，可选a080Pamin接i定： 当i3 i3时 初取a0=40P2）算LP（链节数） （9-19）Lp135.10圆整为整数（最好为偶数）取Lp1363）确定链条节距原则：要求单排链传递功率 （9-18）KZ小链轮齿数系数 表9-10当工作点在图9-13曲线顶点左侧时，查表9-10，KZ，先假设！ 左侧时表示为链板疲劳（主要外板）当工作点在图9-13曲线顶点右侧时，查表9-10，KZ右侧时表示套筒与滚子冲击疲劳KP多排链系数，表9-11（当排数为2时KP=1.7，当排数为3时KP=2.5）KL链长系数：曲线1链箱疲劳，主要是考虑载荷集中 曲线2滚子套筒冲击疲劳4）选型：KZ（Z119）1.08（1719）1.080.8868KL（Lp100）0.26（136100）0.261.08KP2.5 （选择三排）1.442 kW由P0、n1P 图9-13定链型号12A其他选型方案比较方案排数KP功率Pca型号节距P（mm）滚子外径d（mm）110.95573.60716A25.4015.88221.6282.12116A25.4015.88332.39431.44212A19.0511.91讨论：当P，结构尺寸，如n一定，承载力，但运动不平稳性，动载、噪音也严重。结论；因此，在满足一定功率条件下，P越小越好，高速链尤其如此。如再考虑经济性时：当功率大（CP），V高时，选节距（P）小，用多排链当a小，i大时选节距（P）小，用多排链当a大，i小时选节距（P）大，用单列链因此，本设计选择了方案三5）求中心距a（实际） （9-20）770.88mm为使安装后，松边得到适当的垂度：则 a实=a-a（a2p），松边垂度控制在（0.010.02）aa松边长度 a=（0.010.02）aa实=aa770.88770.88（0.010.02）=1023.71025.79取整 a1025当轮用可调中心距或张紧轮外，亦可用压板、托板、张紧当两轮轴线倾斜60时，必须张紧，当无张紧装置，而中心距又不可调时，必须精算中心距a、6）计算链速0.4807 m/s4、小链轮孔径dkmaxdkmax53 （表9-1）当链与轮P与Z一定以后，则链轮各部分结构尺寸基本已定，据此由齿侧凸缘最大直径DH（表9-2）再考虑到键槽削弱和轮毂强度的影响，则轴孔最大直径dkmax即可求出表9-1，P，Zdkmax必大于安装轮外轴径（由强度定），若不够则采用特殊链轮结构或重新设计。增大Z、P值。5、轴上压力Q工有效圆周力 （N） 5389.3（N）轴上压力按水平布置取压力轴力系数：Kp1.5FpKpFeKp5389.31.513473.2 （N）6，链轮设计设计公式：分度圆直径（公称直径） 齿顶圆直径 齿根圆直径 d滚子直径分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿高小链轮103.6112.20100.2950.62大链轮527.67537.61525.7050.62二，减速器内部传动零件的设计（一）高速级传动设计锥齿轮传动由于圆锥齿轮的强度计算是按（机械原理中当量齿轮是按大端背锥展开的，但强度计算时考虑载荷作用于中点）齿宽中点背锥展开的当量直齿圆柱齿轮进行的，所以要了解的参数包括当量齿轮的参数齿数比，锥顶距R，大端分度圆直径d1，d2（平均分度圆直径dm1，dm2），齿数Z1、Z2，大端模数m，b齿宽1，已知传动比：i2.695 功率P2.970 kW小齿轮：n1960 r/min 扭矩T1=29.55 Nm大齿轮：n2356.215 r/min 扭矩T2=75.68 Nm 2，选材大小齿轮均选45号钢 8级精度要求小齿轮：调质处理 硬度236HBS（可选范围217255HBS）大齿轮：正火处理 硬度190HBS（可选范围162217HBS）大小齿轮硬度差为46HBS，符合要求。3，接触疲劳强度设计 （10-26）1)、参数确定T1=29.55 Nm初选 Kt2弹性影响系数ZE=189.8 MPA 1/2 (表106、直齿轮计算)ui2.695R0.3，（锥齿轮，R0.250.35）许用接触应力H H KNlim /SHlim1680 MPa （图10-21 d,MQ材料及热处理质量达中等要求）Hlim2400 MPa 预计使用寿命N160n1jLh6096012830038.29108 hN2N1i 8.29108 h 2.6953.078108 h 寿命系数KNKN1KN20.95 (图10-18)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3H1（KN1Hlim1）S496.92 MpaH2（KN2Hlim2）S292.31 MpaH（H1+H2）2394.615 Mpa2）、计算=83.526mm传动尺寸dm1dt1（10.5 ）83.526（10.50.3）70.997mm4.198 m/s3），修正分度圆直径 载荷系数：K= KAKVK 工作情况系数KA初载荷系数KV1.19 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数K1.5KHbe1.51.251.875 （按表10-9 ，工业用及一个两端支承一个悬臂，轴承系数可得KHbe1.25）K11.191.8752.2312586.612 mm4，选齿数及计算其他几何参数Z129 Z2iZ1292.69578.155 取整 Z278实际传动比：iZ2Z178292.690模数 mZ186.612292.9866 取标准模数m3分度圆直径：Z1m87mm Z2m261mm锥顶距137.0062mm齿宽 137.000.341.10mm，取整b42mm由 可得20.395。 69.6145。齿顶高ham3mm 齿根高hf1.25m3.75mm圆周力 779.189 N ()579.95径向分力272.647 N轴向分力 101.367 N法向力 名称代号参数小齿轮大齿轮齿数Z1787模数M3分锥角20.39569.6145齿顶高ha3mm齿根高hf3.75 mmMm分度圆直径D87 mm261 mm齿顶圆直径da93 mm267 mm齿根圆直径df79.5 mm253.5 mm锥距R137.006mm顶隙C3mm齿宽B42mm圆周力Ft779.189 N779.189 N径向分力Fr272.647 N101.367 N轴向分力Fa101.367 N272.647 N5，弯曲疲劳强度校核 F KNlim /S1） 参数确定K2.23F1T1（2dm）29.551000（2870.85）199.70 N齿形系数2.45 应力校正系数1.65 （表105）寿命系数KNKN1KN20.9 （图10-18）疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3450MPa 310 MPa （图1020）取较小值：310 MPa2） 计算168.817 MPaF KNFEim /S 199.29 MPa F F设计合理（二）低速级传动设计柱齿轮传动已知数据：传动比 i4，功率P2.827 kW小齿轮：n1356.215 r/min 扭矩T1= =75.68 Nm大齿轮：n289.05 r/min 扭矩T2=290.23 Nm1，选精度等级、材料及齿数小齿轮：45号钢、调质处理、硬度230HBS（可选范围217255HBS）大齿轮：40Cr号钢、调质处理、硬度270HBS（可选范围241286HBS）8级精度、硬质齿轮，斜齿轮，大小齿轮硬度差40HBS选Z124，Z297，14。2，按齿面接触强度设计：按以下公式设计法面直径 （10-21）1) 参数的确定I. 试选Kt1.6II. 由图10-30选取区域系数Zh2.433III. 扭矩T1= =75.68 NmIV. d0.8（硬齿面）V. 弹性影响系数ZE=189.8 MPA 1/2 (表106)VI. 端面重合度 (图10-26，Z124，Z297，14)a10765，a2085 a2+a11.615 VII. 确定HHlim1600 MPa Hlim2550 MPa （图10-21 d ,MQ材料及热处理质量达中等要求）使用寿命：N160n1jLh60356.21512830033.078108 hN2N1i 3.078108 h 47.69107 h/寿命系数KN10.90、KN20.95 (图10-18)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.3H1（KN1Hlim1）S540 MpaH2（KN2Hlim2）S522.5 MpaH（H1+H2）2531.25 Mpa2) 计算56.19 mm速度 1.048 m/s齿宽 Bddt1=44.952 mm3） 修正法面分度圆直径 载荷系数：K=KAKVKHKH工作情况系数KA=1.25初载荷系数KV1.059 （查图10-8 八级精度）齿向载荷分布系数KH， （由表10-4可得：8级精度，小齿轮相对轴承非对称布置） KH1.15+0.18（1+0.6d2）d2+0.3110-3B1.323齿间载荷分配系数 KH1.4（表10-3）K=KAKVKHKH1.251.0591.3231.42.431修正后分度法面圆直径：64.597 mm3，几何参数模数md1cosZ12.611取标准模数 法面模数mn3d1mZ132472mm d2mZ397291mm中心距a187.056 mm取整a188mm修正15.110350分度圆直径 d1mZ1/cos74.579mm d2mZ2/ cos301.42mm-名称代号参数小齿轮大齿轮齿数Z2497螺旋角150 6/ 37/基圆柱螺旋角b140 10/ 44/法面模数mn3端面模数mT3.1074法面压力角n20端面压力角t200 39/ 24/法面齿距pn9.425端面齿距pt9.763法面基圆齿距pbn8.857分度圆直径d74.579301.420基圆直径db69.784282.042齿顶高ha3齿根高hf3.75齿顶圆直径da80.579307.420齿根圆直径df67.079293.542圆周力Ft717.7781925.75径向分力Fr270.082724.613轴向分力Fa188.219504.978法向力Fn789.6682118.6274，按齿根弯曲强度校核校核公式：1) 参数确定载荷系数：K2.431 （前计算）圆周力Ft2Td275.8410374.5792006.90 N齿形系数YFa2.65 应力校正系数YSa1.58 （表105）纵向重合度 0.318dtan1.649 (参考书一P213)螺旋角影响系数 Y0.815 （表10-28）寿命系数KF10.85、KF20.8 (图10-18)疲劳强度安全系数 S1.251.5 取S1.4FElim1500 MPa FElim2380 MPa （图10-21 d MQ材料及热处理质量达中等要求）FE1（KF1FE lim1）S303.57 MpaFE2（KF2FE lim2）S238.86 Mpa FEmin（ FE 1+ FE 2）238.86 Mpa2)，计算142.19 MpaL2 反装（背靠背）（三），校核在本设计中，轴I作为输入轴，转速较高，所以设计中只是校核轴I的轴承即可已知轴I及轴承参数Fr3Ft3Ft2Fr2Fa1Fr1Ft1L1L2已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.37， C059.8KN 10/3Ft1799.189N Fr1272.64N Fa1101.367N转速n=960r/min L144.85mm L2103.8mm1）求径向力FV3Fr1L1L2117.806N FH3Ft1L1L2345.314NFr3(FV32+ FV32)1/2=364.856NFV2FV3+ Fr1=390.453N FH2FH3+ Ft11144.494NFr2(FV22+ FV22)1/2=1209.738N2）求派生轴向力由派生轴向力FdeFr以及表13-7可得Fd2eFr20.371209.738447.603NFd3eFr30.37364.856112.798NFd3Fd2Fa1由于Fa1Fd3214.165N e=0.37由表13-7可得X21，Y270 X30.4，Y31.6fp1.21.8，取fp1.5则P2fp（X2Fr2+ Y2Fa2）1814.607 NP3fp（X3Fr3+ Y3Fa3）553.984 N4）验算寿命根据公式得1.992106h415年3年结论：轴承符合要求四、轴的强度校核计算因为各轴的材料一样，而且直径相近，输出轴的转速低，扭矩大，所以轴的校核只需要对输出轴（轴III）的校核即可。Ft2Ft1Ft3Fa1Fr1Ft1AL2BCFr2（一）先校核轴承已知参数：轴承型号：圆锥滚子轴承30208， e0.4， C064.2KN 10/3 Y1.5Ft11925.75N Fr1724.613N Fa1504.978N转速n=89.05 r/min AB144.15mm BC49.15mm AC193.3mm1）求径向力Fv2Fr1BCAC184.246NFH2Ft1BCAC489.657NFr2(Fv22+ FH22)1/2=523.174NFv3Fr1ABAC540.367NFH3Ft1ABAC1436.094NFr3(Fv32+ FH32)1/2=1534.393N2）求派生轴向力由派生轴向力FdeFr以及表13-7可得Fd2eFr20.4523.17209.270NFd3eFr30.41534.393613.757NFd3Fd2Fa1由于Fa1Fd31118.735N e=0.4 Fa3Fr30.4e=0.4由表13-7可得X21，Y20 X30.4，Y31.5fp1.21.8，取fp1.5则 P2fp（X2Fr2+ Y2Fa2）784.761 NP3fp（X3Fr3+ Y3Fa3）2301.589 N4）验算寿命根据公式得（用较大的P计算）1.239107h2569年3年轴承符合要求（二）校核轴条件：已知支点、距距，M可求 时步骤： 1、作轴的空间受力简图（将分布看成集中力，）轴的支承看成简支梁，支点作用于轴承中点将力分解为水平分力和垂直分力TDFt3Ft1CBFx22Ft1Fa1Fr1ACFy2Fa2Fa3-已知： 轴向 水平方向 垂直方向Fa1504.978N Ft11925.75N Fr1724.613N Fa21118.735N Fx2489.657N Fy2184.264NFa3613.757N Fx31436.094N Fy3540.367NT=290.23Nm AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm本轴采用45号钢材料，-160Mpa2、作水平内弯矩图、垂直平面内的弯矩图、合成弯矩图、作扭矩图其中合成弯矩为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力与扭矩变化情况有关，本设计为扭矩脉动循环变化，取0.6水平内弯矩极点在B点 MHFx2AB67.557Nmm水平内弯矩极点在B点 MV1Fy2AB26.56Nmm MV2FyBC+FA1D2-49.535Nmm（D为斜大齿轮分度圆直径） MVMaxMV2-49.535 Nmm合成弯矩83.664Nmm 3，校核 校核公式Mpa -1 (15-5)W抗弯截面模量 mm3，见表15-4不同截面的W。因为本轴有一个键槽（b12，t5）而且轴径D40，故W=5364.435mm3所以36.014Mpa8箱盖壁厚110（0.80.85）8凸缘厚度箱座B151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚M100.85箱盖肋厚m1100.851凸台高度H结构而定凸台半径R14= C2轴承盖的外径D2D+(55.5)d3 (D为轴承外径)地脚螺钉直径Df16双级减速器，R+a325数目N4通孔直径df、20沉头座直径D045底座凸缘C125C220联接螺钉轴承旁联接螺栓直径d1100.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径d210联接螺栓直径D10通孔直径d、11沉头座直径D22凸缘尺寸C118凸缘尺寸C214定位销直径D8(0.70.8)d2轴承盖螺钉直径d310(0.40.5)df视孔盖螺钉直径D46(0.30.4)df箱体外壁至轴承盖座端面的距离L140C1+ C2+(58)大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1121.2齿轮端面与箱体内壁的距离210(1015)注释：a：中心距之和，a188 ：与减速器有关，两级减速器，3五，附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖140120为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。通气器通气罩M181.5减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓固定（M6）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。定位销M830为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面