毕业设计（论文）-C7620多刀半自动车床主传动系统的CAE技术.doc

ee等对其设计结构合理性进行验证，对加速机床设计有着重要的意义。关键字：CAE技术 计算建模 运动仿真 有限元分析CAE technology of C7620 hydraulic semiautomatic multi cutter lathe main drive system Author：eeDepartment: （eeg）tutor:eeAbstract：The financial crisis created a good condition for foreign-funded enterprises to enter Chinas Hydraulic semiautomatic multi cutter lathe industry,with the growing invertment,hydraulic semiautomatic multi cutter lathe industry industrial upgrading is needed.In recent years, CAE technology applications in engineering have become more mature, it shortens the development loop, reduces the cost, improves product quality and promotes the market share,which satisfy mutiple users requests. This topic aims at completing the C7620 hydraulic semiautomatic multi cutter lathe main drive systems design using CAE technology,and execute the the computational modeling, motion simulation. Use finite element analysis to verify system structure.it has great significance on the acceleration of machine tool design.Keywords：CAE technology computational modeling motion simulation finite element analysis目录1绪论11.1 选题的目的11.2 研究意义11.3课题的研究方法21.4研究内容21.4.1 主传动系统的结构设计21.4.2 主传动系统零件的构型及三维模型设计21.4.3 主轴的ANSYS分析21.5 设计要求31.5.1 主传动的设计要求31.5.2 主传动的组要设计程序32主运动的运动设计42.1 设计任务42.2 拟定转速图42.3 确定齿轮材料及齿数43主传动的结构设计53.1 主传动的布局53.2 变速机构53.3 齿轮的布置53.3.1 滑移齿轮的轴向布置53.3.2 一个变速组内齿轮轴向位置的排列63.3.3 两个变速组内齿轮轴向位置的排列73.3.4 缩小径向尺寸 缩小轴间距离 采用轴线相互重合83.3.5 滑移齿轮的结构形式83.4 计算转速93.4.1 主轴计算转速的确定103.4.2 采用交换齿轮的变速系统114主传动的零件设计及校核124.1 设计介绍124.1.1 各轴的计算转速134.1.2 各轴的传动功率134.1.3 各轴的扭矩134.1.4 轴径设计144.1.5 计算齿轮模数144.1.6 轴承的选择144.2 主要零件的验算校核154.2.1 齿轮的校核计算164.2.2 齿面接触疲劳强度校核164.2.3 齿根弯曲疲劳强度校核184.3 轴的校核194.3.1 按扭转强度条件计算194.3.2 按弯扭合成强度条件计算205.PRO/E下的建模与仿真225.1 PRO/E软件介绍225.2箱体的设计与建模225.3 主要零部件建模245.3.1 齿轮建模245.2.2 轴建模 （详细参数见CAD图）275.3.3 轴承建模 （轴承为标准件，可由3Dsource下载）295.4 三维装配315.5 仿真运行336.基于ANSYS的主轴结构模态分析366.1 ANSYS简介366.1.1 ANSYS软件功能模块366.1.2 ANSYS软件的主要特点376.2 ANSYS结构分析过程376.3 基于ANSYS的主轴结构模态分析396.3.1 建立有限元模型396.3.2 模态分析前的参数设置406.3.3 施加约束及求解416.3.4 结果分析42总结45致谢46参考文献47II ee1绪论1.1 选题的目的机床是制造业的主要生产设备，而数控机床是高精度、高效率的自动化生产设备。目前，国内、外数控机床正朝着高性能、高精度、高效率、高柔性、高自动化和模块化方向迅速发展。尽管我国数控机床的制造、设计、检测等技术得到了一定的发展，但与国外相比，差距还是很大，主要表现在:可靠性差、应变能力差、产品开发周期长、设计手段落后等，这种差距尤其表现在高精度、高速度等尖端机床方面。因此，我们必须紧跟国际机床技术发展的前沿，发展机床的设计、检测、制造等技术1。工程和制造业的生命力在产品的创新，现代产品的创新是基于知识和信息的创新设计，在产品设计过程中不断地获 取新的知识和信息，采用先进可靠的设计软件是现代产品设计的主要手段，计算机辅助工程技术及其软件就是现代设计的重要工具，它能在产品设计阶段分析产品的静、动态特性，模拟产品在未来工作环境的工作状态和运行行为，在设计阶段发现设计中的缺陷、并对其修改，并证实未来工程、产品性能的可行性和可靠性2。 机床设计是设计人员根据使用部门的要求和制造部门的条件，运用有关的科学技术知识所进行的创造性的劳动。随着科学技术的发展和工艺水平的提高，对机床的精度和生产率等各方面的要求也就越来越高。近年来，现代科学技术的成就为机床设计提供了大量的测试数据，理论研究也有了新的进展，尤其是电子计算机的应用，使机床设计开始进入了计算机辅助阶段。金融危机为外资企业入驻中国液压多刀半自动车床行业创造了条件，国际许多液压多刀半自动车床企业已经看中在中国低成本拓展市场的机会，随着外资投入逐步加大，中国国内企业改革重组迅速加快,液压多刀半自动车床行业的产业升级已经迫在眉睫。1.2 研究意义近年来，CAE技术在工程中的应用已经趋于成熟，CAE系统的功能和计算精度都有很大提高，各种基于产品数字建模的CAE系统应运而生，成为结构分析和结构优化的重要工具。CAE在现代化生产中的作用，无论是缩短研制周期、降低成本、提高产品质量，还是提升产品的市场占有率，满足多种用户的需求，都是不能低估的3。 卡盘多刀半自动车床是机械行业拥有量较多的一种半自动机床，主要适用于盘类、环形、锥体、阶梯、短轴等大批量零件部件加工，机床配有液压卡紧系统，松卡方便、效率高、劳动强度低，机床主导轨具有良好的钢性及耐磨性，可确保机床的强度及精度。而主传动系统作为机床最主要部分需要着重设计与验证。 本设计立足于应用CAE技术完成C7620液压多刀半自动车床的主传动系统的设计及验证，进行其系统结构的计算建模、运动仿真、有限元分析等，完成主传动系统的设计工作。对加速机床设计有着重要的意义4。1.3课题的研究方法(1)结合机床设计手册及所给参数对C7620液压多刀半自动车床关键零部件进行设计。(2)用Pro/E软件对主传动系统零部件进行三维建模。(3)用ANSYS软件对主轴进行结构模态分析。1.4研究内容1.4.1 主传动系统的结构设计（1）主传动系统的基本要求（2）主传动系统常用滚动轴承（3）主要零部件参数设计及校核1.4.2 主传动系统零件的构型及三维模型设计（3） 零件图的三维设计（2）标准件的选用及直观设计（3）产品装配模型的建立1.4.3 主轴的ANSYS分析（1）三维建模（2）网格划分（3）加载约束和载荷（4）模态分析1.5 设计要求1.5.1 主传动的设计要求 机床的主传动系统与机床的技术经济指标有密切联系，在机床的主要技术参数拟订以后，进行机床的结构设计之前，需要设计机床的传动系统。在设计机床的主传动系统时，必须满足下列基本要求：1）机床的末端执行件（如主轴）应有足够的转速和变速级数。2）机床的动力源和传动机构都需保证传递足够扭矩，并且要求传动效率较高。3）机床的传动机构，特别大末端执行件都需保证足够的精度，刚度，抗振能，并且要求稳升较低和热变形较小。4）机床的操作和控制需要灵活轻便和安全可靠，机床的调整维修要求简单方便，机床噪音小，以保证工人生产的正常工作条件。5）机床的结构应尽量简单，紧凑，制造方便，成本低。6）机床的自动化程度和生产率方面的要求，应合理地满足。1.5.2 主传动的组要设计程序1）调查研究有足够的设计原始资料，在明确机床满足的要求的同时，还应有同类型的机床设计图纸及经验总结。2）主传动的运动设计根据机床的主要技术参数要求，拟定可能的转速图，并从中选出合理的方案 ，然后计算齿轮齿数级及带轮直径，最后绘制传动系统图。3）主传动的结构设计根据传动系统图设计变速箱或主轴箱的部件装配图，并进行必要计算。4）主传动的零件设计轴和齿轮机构的强度校核计算2主运动的运动设计2.1 设计任务 主运动的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速的合理传动方案，主要包括选择变速组及传动副数，确定各变速组中的齿轮传动比，以及计算齿轮齿数5。CA7620机床的主轴转速范围为180710转/分，公比，电动机转速=1450转/分。2.2 拟定转速图（1）由转速范围nmin=180r/min, nmax=710r/min可知Rn=3.94。（2）由公比=1.26，公式Rn=z-1，可得到转速级数Z=4。（3）根据各变速组中传动副数应遵循“前多后少”的原则，选择Z=4=22（4）拟定转速图2.1如下 图2.1 C7620主传动转速图2.3 确定齿轮材料及齿数（1）选取精度为7级，齿轮材料为40Cr，调质处理。（2）由轴间的传动比取得各个齿数为：Z1=29，Z2=46，Z3=38，Z4=28，Z5=53，Z6=633主传动的结构设计3.1 主传动的布局 主传动的布局主有要集中传动式和分离式两种，主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱和主轴箱两种箱体内，其间用胶带、链条等传动时，称为分离传动布局。 C7620液压多刀半自动车床采用集中传动式布局，它的优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体数少，缺点是；传动机构运转中的震动和发热会直接影响主轴的工作精度。3.2 变速机构 大多数机床的主运动都需要进行变速，可以是有级变速，也可以是无级变速，有级变速应用较广，有级变速机构包括交变齿轮变速机构；滑移齿轮变速机构；离合器变速机构。 C7620液压多刀半自动车床采用滑移齿轮变速机构，它广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大；变速级数也较多；变速方便节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载的功率损失较小，其缺点是：变速箱的结构较复杂，不能在运转中变速，为方便滑移齿轮容易进入捏合，一般用直齿圆柱齿轮，传动平稳性不如斜齿轮传动。3.3 齿轮的布置 初步确定了转速图和齿轮齿数之后，合理地布置齿轮排列方式，是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性电因此设计机床变速箱时，要根据具体要求合理地加以布置。3.3.1 滑移齿轮的轴向布置 变速组中的滑移齿轮一般布置杂主动轴上6，因其转速一般比被动轴的转速高，则其上的滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力，但有时在结构上考虑，必须将滑移齿轮放在被动轴上，也有时为了操纵方便将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。为了避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙量为12毫米，如图3.1 图3.1滑移齿轮的轴向排列2.传动方案设计及电动机计算2.1传动方案设计2.1.1拟定传动方案带式输送机的主传动方案根据使用要求图2.1 传动方案1简图二级展开式圆柱齿轮减速器优点：结构紧凑，传递转矩大，传动精确，传动比范围大等。缺点：价格较贵，维修成本高，无过1装配简图载保护。方案2：V带-单级直齿圆柱齿轮减速器传动，传动方案简图如图2.2所示：图2.2 传动方案2简图 V带-单级直齿圆柱齿轮减速器优点：价格便宜，维修相对简单，可以传递较大转矩，在过载时可通过V带与带轮之间的滑动来防止烧坏电动机等。缺点：安装尺寸大，传动不够平稳。 方案3：V带-单级圆柱斜齿减速器传动，传动方案简图如图2.3所示：图2.3 传动方案3简图 V带-单级斜齿圆柱齿轮减速器优点：价格便宜，传动平稳，维修相对简单，可传递较大转矩，在过载时可通过V带与带轮之间wewadfasf2.2.1电动机类型的选择 根据用途及工作条件选择Y系列三相异步电动机。2.2.2电动机参数的计算输送带所需功率为 查机械设计课程设计手册第3版，吴宗泽，罗圣国主编，表1-7和1-8得到机械传动和摩擦副的效率概略值：带wewadfasf第3版，吴宗泽，罗圣国主编，表12-1所示的电动机技术数据选取电动机的额定功率为4 kw。2.2.3确定电动机的转速 (1)卷筒轴的转速为 单级圆柱斜齿减速器传动比=4，V带传动比=2.2.5传动装置运动，动力参数计算 (1)各轴转速 电动机轴1： 高速轴2： 低速轴33.主传动件的设计计算33.1.3验算带速 因为带速，故带速合适。所以大带轮的基准屏蔽 查表8-8大带轮屏蔽圆整为400。3.1.4确定V带中心距a和基准长度 (1)根据式8-20 初定中心距。 (2)计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度，带长修正系数。 (3)计算实际中心距a 中心距的变化范围为358.41024mm。 (4)验算小带轮上的包角 3.1.5计算带的根数 (1)计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得。根据，和A型带，查表8-4b得。查表8-5得，查表8-2得，于是 (2)计算V带的根数 取Z为4。 (3)计算单根V带的初拉力的最小值。查表8-3得A型带单位长度质量。 (4)计算压轴力 压轴力的最小值为 3.2齿轮的设计计算3.2.1选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮传动，带式输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度之差为40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数。初选螺旋角。3.2.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-21）进行试算，即 (1)试选。(2)由图10-30选取区域系数。(3)小齿轮传递的转矩。(4)由表10-7选取齿宽系数。(5)由表10-6查的材料的弹性影响系数(6)由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。(7)由图10-26查得，则。(8)由式10-13计算应力循环次数。 (9)由图10-19取接触疲劳寿命系数，。(10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得 (11)计算许用接触应力 3.2.3计算 (1)计算小齿轮分度圆屏蔽，由计算公式得 (2)计算圆周速度 (3)计算齿宽b及模数 (4)计算纵向重合度。 (5)计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数；由表10-4查得；由图10-13查得；(6)由表10-13查得，故载荷系数 (7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆屏蔽，由式10-10a得 (8)计算模数。 3.2.4按齿根弯曲强度设计 (1)计算载荷系数 (2)根据纵向重合度，由图10-28查得螺旋角影响系数。 (3)计算当量齿数 (4)查取齿形系数 由表10-5查得，。 (5)查取应力校正系数 由表10-5查得，。 (6)由图10-20C查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限，小齿轮，大齿轮。 (7)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，。 (8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 (9)计算大小齿轮的并加以比较 小齿轮 大齿轮 大齿轮数值大。 (10)设计计算 对比计算结果，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，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆屏蔽来计算应有的齿数。于是由 取，则。3.2.5几何尺寸计算 (1)计算中心距 将中心距圆整为147。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数，等不必修正。 (3)其他主要几何尺寸计算 圆整后取，。 齿顶圆屏蔽： 齿根圆屏蔽： 3.3轴的设计计算3.3.1 高速轴的设计与计算 (1)高速轴计算已知参数值 高速轴传递的功率，转速，小齿轮分度圆屏蔽，齿轮宽度，轴2的转矩为。轴上的作用力 圆周力 径向力 轴向力轴向力的方向可用左手法则确定，即用左手握住轴线，并使四指的方向顺着轮的哈哈方向，此时拇指的指向即为该力的方向。 (2)选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。 (3)估算轴的最小轴径 根据表15-3，取，则 最小轴径与带轮连接，有一个键槽，轴径应该增加3%到5%，轴端最细处的屏蔽 3.3.2 高速轴结构设计 轴的结构草图如图3.1所示图3.1 高速轴草图（1） 该减速器发热小，轴较短，故轴承采用两端固定的方式，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。（2） 轴段1上安装带轮，此段设计应该与带轮设计同步进行，初定轴段1的屏蔽，带轮轮毂宽度为（）=，取带轮轮毂宽度为45mm，则轴段1的长度应略小于毂孔的宽度，取。（3） 密封圈与轴段2的设计，确定轴段2时，应同时考虑带轮的轴向固定及密封圈尺寸。带轮用轴肩某某，轴肩高，轴径，最终由密封圈决定，查表7-12选取毡圈，则。（4） 轴承与轴段3和轴段6的设计，考虑齿轮有轴向力存在，故选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其屏蔽应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。先取轴承为30207，由表6-7得轴承内径，外径，宽度,内圈某某屏蔽，外圈某某屏蔽，对轴的力作用点与外圈大端面的距离为15.3mm，故。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取。（5） 齿轮与轴段4的设计，因为小齿轮齿根圆屏蔽与相近，故采用齿轮轴。（6） 轴段5的设计，齿轮右侧采用轴肩某某，某某轴肩的高度取为3.5mm，则轴肩屏蔽，取。该轴段也可以提供轴承的轴向某某。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与轴承左端面的距离均取10mm，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离为为60mm。（7） 轴段2和轴段3的长度，轴段2的长度等于箱体内壁到轴承座端面距离减去轴承的宽度B，再加上轴承座端面到带轮端面的距离K=30mm，经计算得，轴段3的长度等于轴承的宽度B加上套筒的长度，经计算得。（8） 轴上力的作用点间距计算。轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为15.3mm，由上述轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为，。3.3.3高速轴上键的设计 带轮与轴段1之间采用A型普通平键连接，查表4-1，选其型号为键8*7GB/T1096-2003。3.3.4高速轴的受力分析与计算 （1）画轴的受力简图，轴的受力简图如图3.2所示：图3.2 高速轴受力分析图高速轴的轴承布置及受力简图如图3.3所示：图3.3 高速轴承受力简图（2） 计算支承反力 在水平面上 式中负号表示与图中所画的方向相反。 在垂直面上 轴承1的总支承反力为 （3）轴上弯矩计算 在水平面上，a-a剖面为 b-b剖面右侧为 b-b剖面左侧为 在垂直面上为 合成弯矩，a-a剖面为 b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为 （4） 校核轴的强度 因b-b剖面右侧弯矩大，同时作用有转矩，故b-b剖面左侧为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向哈哈的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为 查得45钢调质处理后抗拉强度极限，则查得轴的许用弯曲应力，当量应力小于许用应力，故强度满足要求。（5） 校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为 键和轴的材料都为钢，查表 得，故强度足够。（6） 校核轴承寿命 计算轴承的轴向力，由表9-9查得30207轴承的C=54200N，e=0.37，Y=1.6.由表9-10查得轴承内部轴向力计算公式，则轴承1,2的内部轴向力分别是 外部轴向力A=1232.9N，各轴向力方向如高速轴轴承受力简图图3.3所示： 则两轴承的轴向力分别为 计算当量动载荷，因为，轴承1的当量动载荷为 因为，轴承2的当量动载荷为 因为，故只需要校核轴承1，轴承1的寿命为 减速器预期寿命为 ，所以轴承寿命满足要求。3.3.5低速轴的设计与计算 （1）低速轴计算已知参数值 低速轴传递的功率，转速，齿轮分度圆屏蔽，齿轮宽度，轴3的转矩为。轴上的作用力 圆周力 径向力 轴向力轴向力的方向可用左手法则确定，即用左手握住轴线，并使四指的方向顺着轮的哈哈方向，此时拇指的指向即为该力的方向。 （2）选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢，调质处理。 （3）估算轴的最小轴径 根据表15-3，取，则 最小轴径有一个键槽，轴径应该增加3%到5%，轴端最细处的屏蔽 3.3.6低速轴结构设计 轴的结构草图如图3.4所示：图3.4 低速轴结构草图（3） (1表6-7得轴承内径，外径，宽度,内圈某某屏蔽，外圈某某屏蔽，对轴的力作用点与外圈大端面的距离为21mm，故。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面。（5）齿轮与轴段4的设计，该轴段上安装齿轮，为便于安装齿轮，应略大于，可初定为60mm，齿轮的宽度为60mm，为使套筒能顶到齿轮端面，轴段4的长度应小于齿轮的宽度，取。（6）轴段5的设计，齿轮左侧采用轴肩某某，某某轴肩的高度取为1.5mm，则轴肩屏蔽，取。该轴段也可以提供轴承的轴向某某。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与轴承左端面的距离均取13mm，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离为为86mm。（9） 轴段2和轴段3的长度，轴段2的长度等于箱体内壁到轴承座端面距离减去轴承的宽度B，再加上轴承座端面到带轮端面的距离K=35mm，经计算得，轴段3的长度等于轴承的宽度B加上套筒的长度，经计算得。（10） 轴上力的作用点间距计算。轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为21mm，由上述轴的结构图可得轴的支点及受力点间的距离为，。3.3.7低速轴上键的设计 联轴器与轴段1之间采用A型普通平键连接，查表4-1，选其型号为键GB/T1096-2003，键长为70mm。齿轮与轴段4采用A型普通平键连接，取其型号为GB/T1096-2003，键长为50mm。3.3.8低速轴的受力分析及计算（1） 画出轴的受力简图。轴的受力简图如图3.5所示：图3.5 低速轴受力分析图（2） 计算支承反力 在水平面上 式中负号表示与图中所画的方向相反。 在垂直面上 轴承1的总支承反力为 （3）轴上弯矩计算 在水平面上，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 在垂直面上，a-a剖面为 合成弯矩，a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 （7） 校核轴的强度 因a-a剖面右侧弯矩大，同时作用有转矩，故b-b剖面右侧为危险截面，其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向哈哈的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为 查得45钢调质处理后抗拉强度极限，则查得轴的许用弯曲应力，当量应力小于许用应力，故强度满足要求。（8） 校核键连接的强度 齿轮处键连接的挤压应力为 联轴器处键连接的挤压应力为 键和轴的材料都为钢，查表 得，故强度足够。（9） 校核轴承寿命 计算轴承的轴向力，由表9-9查得30211轴承的C=90800N，e=0.4，Y=1.5由表9-10查得轴承内部轴向力计算公式，则轴承1,2的内部轴向力分别是 外部轴向力A=1173.8N，各轴向力方向如低速轴轴承受力简图图3.6所示图3.6 低速轴承受力简图 则两轴承的轴向力分别为 计算当量动载荷，因为，故只需校核轴承2 ,因为，故当量动载荷 减速器箱体尺寸的计算可参考机械设计图册里的减速器结构尺寸，图号11。详见表3.1：表3.1 箱体结构尺寸计算名称符号尺寸关系机座壁厚 机盖壁厚机座机盖凸缘厚度上下机体轴承旁连接螺栓轴承端盖螺钉屏蔽外机壁至凸缘边距离由螺栓屏蔽决定凸台高度以便于操作为准外机壁至轴承座端面之间的距离大齿轮顶圆与内机壁距离轴承端盖外屏蔽轴承孔屏蔽加上20mm上下机体肋板厚度齿轮端面与内机壁间距离3.4.2减速器的润滑 减速器齿轮的润滑采用浸油润滑，不仅可以使润滑充分到位，还有利于传动件的散热；轴承的润滑采用脂润滑。4.基于Pro/E软件的斜齿轮参数化设计和运动仿真4.1斜齿轮参数化设计4.1.1斜齿圆柱齿轮的三维建模（1） 在工具栏中单击“新建”按钮，弹出“新建”对话框。（2） 在“类型”选项组中选择“零件”单选按钮，在“子类型”选项组中选择“实体”单选按钮；在“名称”文本框中输入“斜齿轮”；并清除“使用缺省模板”复选框，不使用默认模板，单击“确定”按钮。（3） 弹出“新文件选项”对话框，在“模板”选项组中，选择mmns_part_solid选项。单击“确定”按钮，进入零件设计模式。4.1.2定义参数并创建草绘曲线（1）选择“工具”“参数”命令，此时系统弹出“参数”对话框，如图4.1所示。（2） 单击10 次添加按钮，从而增加 10 个参数。图4.1 参数设置对话框（3）在参数对话框中单击“确定”按钮，完成用户自定义参数的建立。（4）单击草绘工具按钮，弹出草绘对话框。 (5) 选择TOP 平面，默认以RIGHT 基准平面作为“右”方向参考，单击“草绘”按钮。 (6)分别绘制4 个圆，如图4.2 所示，这时候不必修改其尺寸。 图4.2 草绘圆 （7）选择“工具”“关系”命令，打开“关系”窗口。此时草绘截面的各尺寸以变量符号显示，在窗口中输入以下关系式：Sd3=mn*z/cos(angle_b)+2*(han*mn)Sd2=mn*z/cos(angle_b)Sd1=mn*z/cocfffshfsighsogsoghseoihgieosghioseghidat)*mn*z/cos(angle_b)DB=sd0如图4.3所示，在“关系”窗口上单击“确定”按钮。系统自动计算齿顶圆、分度圆、齿根圆和基圆这4个圆的屏蔽尺寸。 图4.3 关系对话框（5） 单击（继续当前部分）按钮。4.1.3创建渐开线（1） 单击（插入,gmcmgcbx到坐标系菜单。 图4.4 菜单管理器 图4.5 曲线选项（3）在模型图4.6 坐标类型设置（4） 在设置坐标类型菜单中，选择“笛卡儿”命令。（5） 弹出记事本编辑器，输入下列函数方程：r=DB/2theta=t*45z=r*sin(theta)-r*(theta*pi/180)*cos(theta)x=r*cos(theta)+r*(theta*pi/180)*sin(theta)y=0输入完成后的记事本窗口如图4.7所示：图4.7 公式编辑器（6） 在记事本编（7） 话框中，单击“确定”按钮，创建如4.8所示的渐开线。图4.8 创建渐开线4.1.4在渐开线与分fagzbcx住Ctrl 键选择分度圆曲线，如图4.9所示，在它们的并蒂交点处产生一个基准点。图4.9 创建基准点PNTO（3） 在“基准点”对话框中，单击“确定”按钮。4.1.5创建圆柱体和基准轴线（1）单击 （拉伸工具）按钮，打开拉伸工具操控板。（2）在拉伸工具操控板中指定要创建的模型特征为 （实体）。（3）打开拉伸工具操控板中的“放置”上滑面板，单击“定义”按钮，弹出“草绘”对话框。（4）选择平面作为草绘平面，默认以平面作为“右”方向参照，单击“草绘”按钮vgvzvx输入拉伸深度为。为之前建立的参数，其初始值为60.（7） 单击操控板中的 （完成）按钮，如图4.10所示。图4.10 创建圆柱体（8）单击（基准轴工具）按钮，打开“基准轴”对话框。（9）选择圆柱形曲面，单击“基准轴”对话框的“确定”按钮，在圆柱的中心处创建基准轴A-1,如图4.11所示。图4.11 创建基准轴线A-14.1.6创建通过基准点和圆柱中心的基准轴-1 的基准平面cxvxrl 键的同时选择基准点，此时“基准平面”对话框如图4.12所示。图4.12 基准平面对话框（4） 在“基准平面”对话框中,单击“确定”按钮，即可创建基准平面DTM创建基准平面_并镜像渐开线（1）单击（基准平面工具）按钮，打开“基准平面”对话框。（2）选择基准平面，按住trl 键的同时选择圆柱特征轴-1，如图4.13所示。vxv。（8）单击镜像工具操控板中的（完成）按钮，得到的曲线如图4.14所示（视角）。图4.14 镜像渐开线4.1.8创建分度圆的圆柱面和通过基准点并且与齿轮中心轴线成螺旋角vxvx（6）在拉伸工具操控板中单击（对称）按钮，输入深度。（7）在拉伸工具操控板中单击（完成）按钮。图4.15 分度圆圆柱面（8）单击（拉伸工具）按钮，打开拉伸工具操控板。（9）在拉v示的线段，该线段的两个端点被约束在相应的轮廓边上，并且该线段还被约束通过基准点。图4.16 轮齿扫描轨迹线（13）选择“工具”“htnvn口。输入关系式sd7=angle_b,单击“确定”按钮。（14）单击（继gbage部分）按d。（15）在wagffaf型如图4.17所示。（16）单击sags的（完成）按钮。图4.17 拉伸效果图4.1.9创建交截曲线和作为辅助设计的基准点 pnt1 和pnt2（1）从“s过滤器”的下拉列表框中选择“面组”选项，此时确保上步骤创建的拉伸曲面处于被选定的状态，接着在菜单栏中，选择“编辑”“相交”命令，打开相交（交截）工具操作面板。图4.18截曲线（2）按住trl 键的同时，选择分度圆的圆柱曲面，如图4.18。（3）单击操控板中的（完成）按钮，在所选两曲面的相交处形成一段螺旋线，这时候可以将“选择过滤器”选项设置为“智能”选项。（4）单击（基准点工具）按钮，打开“基准点”对话框。（5）分别单击螺旋线的两端点以创建两个新的基准点，即在螺旋线的两端点处分别创建一个基准点。如图4.19所示。图4.19 pnt1和pnt2（6）在“基准点”对话框中，单击“确定”按钮。4.1.10创建定义齿槽轮廓的草图并绘制辅助线（1）单击“草绘工具“按钮，弹出”草绘“对话框。（2）选择TOP 基准平面作为草绘的基准平面，默认以RIGHT 基准平面作为“右“方向参照。单击草绘按钮，进入草绘模式。（2） 绘制如图4.20所示的图形。图4.20 创建齿槽轮廓（3） 单击（继续当前部分）按钮。（5） 单击“wewadfasf工具”按钮，弹出”草绘“对话框。（6）选择零件面作为草绘平面，以RIGHT 基准平面作为“右“方向参照。单击草绘按钮，进入草绘模式。图4.21 绘制辅助线（7） 绘制如图4.21所示的形成wewadfasf，另一线段由基准点PNT1 和轴线参照点连接而成。 (8)单击（继续当前部分）按钮。4.1.11建立角分析特征及其参数（1）从菜单中选择“分析”“测量”“角”命令，打开“角”对话框。（2）在“分析”选项wewadfasfANGLE”，如图4.22所示。图4.22 角分析特征（3）分别单击上面步骤17 建立的两条直线，计算结果如图4.23所示。而所需要的角度为锐角，可以在模型中单击一条边方向上的箭头，使该箭头改变方向从而形成锐角，如下图所示。图4.23 角分析特征计算结果（4）切换到“特征”选项卡，如图所示，创建了一个名为ANGLE 的参数。单击（接受并完成当前的分析）按钮。4.1.12在圆柱的两个端面上建立齿廓形状的图形（1）选择“编辑”“特征操作wewadfasf，出现如图4.24所示的菜单管理器。（2）在菜单管理器的“特征”菜单中，选择“复制”命令。（3）在菜单管理器中出现的“复制特征”菜单中，选择“移动”“选取”“从属”“完成”命令，如图4.25所示。（4）选择如图4.26所示的草绘特征（封闭曲线）作为要复制的特征，在菜单管理器的“选取特征”菜单中选择“完成”命令。 图 4.24 菜单管理器 图4.25 复制特征 图4.26 齿廓形状（5）在“移动特征”菜单中，选择“平移”命令，接着在“选取方向”菜单中选择“平面”命令。在模型中选择Top 基准平面，此时如图所示，在“方向”菜单中选择“正向”命令，接受图示箭头为操作方向。（6）在文本框中，输入便宜距离为齿轮宽度的一半，单击（接受）按钮。（7）在菜单管理器中，选择“旋转”命令，接着选择“曲线/边/轴”命令。（8） 在模型中选择中心特征轴A-1，此时零件如图4.27所示。图4.27 选择中心特征轴A-1(9) 选择“反向”选项，然后选择“正向”选项。(10) 在文本框中输入旋转角度为ANGLE：FID_ANGLE,单击接受按钮。(11) 在菜单管理器的“移动特征”菜单中，选择“完成移动”命令，弹出如图4.28所示的“组元素”对话框和“组可变尺寸”菜单。图4.28 角度输入文本框(12) 在菜单管理器的“组可变尺寸”菜单中，选择“完成”命令，接着在“组元素”对话框中单击“确定”按钮，得到的图形如图4.29所示。图4.29 组元素对话框（13）在菜单管理器的“特征”菜单中，选择“复制”命令。（14）在菜单管理器中出现的“复制特征”菜单中，选择“移动”“选取”“从属”“完成”命令fwafs在菜单管理器中选择“反向”“正向”命令。（18）输入偏移距离为齿轮宽度的一半，即偏移距离为B/2，单击（接受）命令。（19）重复步骤（7）到（12），最后关闭菜单管理器。4.1.13以扫描混合的方式切除出第一个齿槽并阵列处所有齿槽，对齿轮进行修饰（1）选择“插