牵引杆的优化项目设计方案.doc

牵引杆的优化项目设计方案1绪论1.1论文研究的目的及意义牵引杆是在机械牵引过程中常用的部件，广泛用于机械、航空航天、冶金、船舶等领域，具有使用简单，结构简单，而且能保证牵引的安全，提高了设备的可靠性和安全性。牵引杆是机械装备中常用的一种零件，其在工作的过程中会产生应力，应变和变形，为保证其在正常工作需要对牵引杆和整体受力进行分析，保证其刚度和强度的要求。随着机械科学和制造技术的迅速发展，现代工业对牵引杆的牵引过程中的精度和速度提出了更高的要求。据统计，在各种机械失效中牵引杆失效占据绝大多数，其中牵引杆发生塑性变形和弯曲变形是其失效的主要原因。因此对牵引杆结构进行优化设计问题的研究对提高我国机械的牵引设计有十分重要的意义1。目前,国内外已广泛采用有限元法对牵引杆结构的优化进行分析计算。随着市场竞争的日趋激烈，随着经济、社会和环境效益要求的提高，今天的机械产品设计已经离不开有限元分析法，因为相对于解析法来说，有限元分析具有快速、准确、直观、可靠等优点，这对于牵引杆结构的优化设计的分析具有重要意义。由于牵引杆的牵引过程是一个非线性过程。随着牵引功率以及受力的不断增加，较大的牵引力对装备的结构设计有更高的要求，利用传统的方法会存在较大的误差，不能完全准确反映牵引杆机构联接受力的变化情况，因此采用ANSYS进行有限元分析是非常必要的，同时也是最可靠的方法。本次毕业设计的目的就是通过ANSYS软件对牵引杆的受力分析，根据机械优化设计的理念，同时考虑联接的方式，来分析各种不同的联接方式对牵引杆机构中应力变化的影响，获得牵引杆联接的最优方案，最终为牵引杆的联接提供一种准确的、可靠的方法。这样就能解决大型装置的牵引转场过程中的诸多限制的问题。1.2机械结构优化的文献综述1.2.1机械结构优化的发展历程优化设计是 20 世纪 60 年代初发展起来的一门新兴学科，它将数学中的最优化理论与工程设计领域相结合，使人们在解决工程设计问题时，可以从无数设计方案中找到最优或尽可能完善的设计方案，大大提高了工程的设计效率和设计质量。特别是由于现代国家、地区和企业之间的激烈竞争，各种原材料、能源的短缺，优化设计越来越受到人们广泛的重视，并成为 21 世纪工程设计人员必须掌握的一种设计方法。在第二次世界大战期间，由于军事上的需要产生了运筹学，提供了许多用古典微分法和变分法所不能解决的最优化方法。20 世纪 50 年代发展起来的数学规划理论形成了应用数学的一个分支，为优化设计奠定了理论基础。20 世纪 60 年代电子计算机和计算技术的发展为优化设计提供了强有力的手段，使工程技术人员能够从大量繁琐的计算工作中解放出来，把主要精力转到优化方案选择的方向上来。虽然近年来优化设计方法已在许多工业部门得到应用，但最优化技术成功地运用于机械设计还是在 20 世纪 60 年代后期开始的。20 世纪 60 年代，Schmit 首先综合描述了用数学规划法来求解一个弹性结构的非线性不等式约束结构优化问题，而且利用有限元法进行结构分析。20 世纪 70 年代曾经出现了两大学派，即以满应力等设计准则的准则法和以数学规划法为理论支柱的数学规划法。而数学规划法有着更坚实的理论基础和广泛的适用性，使用方便，尤其是现代计算机运算速度和存储能力的高速增长，为数学规划法在结构优化设计中的广泛应用提供了强大的动力。20 世纪 80 年代以来，优化准则法和数学规划法相互渗透，并吸收对方的优点，形成了序列近似的概念和对应的序列近似规划法。经过 100 余年，特别是近 50 年的发展，结构优化设计已经广泛应用到各种工程领域，并取得了巨大的成功，创造了巨大的经济效益，并推动了工程设计方法与技术的发展。机构运动参数的优化设计是机械优化设计中发展最早的领域，不仅研究了连杆机构、凸轮机构等再现函数和轨迹的优化设计问题，而且还提出一些标准化程序。机构动力学优化设计方面也有很大进展，如惯性力的最优平衡，主动件力矩的最小波动等的优化设计。机械零、部件的优化设计最近也有很大发展，主要是研究各种减速器的优化设计、液压轴承和滚动轴承的优化设计以及轴、弹簧、制动器等的结构参数优化。除此之外，在机床、锻压设备、压延设备、起重运输设备、汽车等的基本参数、基本工作机构和主体结构方面也进行了优化设计工作。近年来发展起来的计算机辅助设计，在引入优化设计方法后，使得在设计过程中既能够不断选择设计参数并评选出最优设计方案，又可以加快设计速度，缩短设计周期。在科学技术发展要求机械产品更新周期日益缩短的今天，把优化设计方法与计算机辅助设计结合起来，使设计过程完全自动化，已成为设计方法的一个重要发展趋势2。1.2.2机械结构优化的研究方向（1）机械结构优化设计的思想和理论；（2）优化方法；（3）建模技术；（4）结构分析技术；（5）结构重分析技术；（6）灵敏度分析技术；（7）软件开发技术。1.2.3机械结构优化的研究成果（1）机械结构的拓扑优化一般机械结构优化设计主要集中在结构参数的优化和设计，而对于机械零部件的拓扑结构很少涉及。但是，随着人们对机械产品设计创新意识的提高，特别是机械产品概念设计的提出和应用，人们对结构优化设计提出了更高的要求机械产品的结构拓扑优化设计。连续体结构的拓扑优化已经从平面问题扩展到板壳和三维连续体问题。另外，一些新的方法，如生物生长模拟法、密度法、泡泡法等，被提出并得到应用3。 （2）机械结构的形状优化在机械零部件中，连续体结构非常多，形状比较复杂，结构分析存在一定的难度，而结构形状对机械零部件的性能影响很大。因此，机械零部件的结构形状优化可以大大提高其性能。机械结构的形状优化也是提高零部件机械性能的重要方法之一3。（3）智能优化算法和仿生优化算法 优化算法的研究一直是优化设计的重要研究领域，特别是机械结构优化设计中一般零部件的结构分析非常复杂，有限元分析需要很长的计算时间，优化迭代次数很多3。因此，机械结构优化设计对优化算法要求很高，主要要求优化算法具有强收敛性、高可靠性、强稳定性等，研究人员不断地进行优化算法的发展和改进。（4）多学科结构优化设计 过去的机械结构优化设计一般主要集中在在某个零部件上，或者只考虑某一个性能或学科的影响，因此造成结构优化设计的结果不理想，甚至互相矛盾，这就使结构优化设计必然走向系统和总体的在优化设计。于是，现在出现了一个新兴的结构优化设计理论多学科设计优化（MDO）3。随着计算机性能的快速提高和人们对产品性能要求越来越高，以及机械系统复杂程度的提高，MDO为机械结构优化设计开辟了新的研究领域。 （5）机械系统结构动态优化设计 机械产品的动态性能对其强度、寿命等影响很大，机械结构的动态特性优化设计是结构优化设计的一个重要方向。由于结构的动态特性分析非常复杂，特别是大型复杂结构，对其进行动态优化设计就更加困难。但是，随着机械产品动态特性越来越重要，机械系统的结构动态优化设计将极富研究价值和应用价值。（6）机械结构优化设计软件 结构优化设计软件的通用性、易用性和有效性有待进一步提高，特别结构优化设计数学模型的建立比较复杂，对大型复杂结构问题尤为突出。通过研究人员和工程人员的努力，使用更为先进的计算机技术和软件设计方法，一定能够使机械结构优化设计软件更加有效、通用，以及使用更加方便，以及实现计算机自动建模的更高阶段。具有结构优化设计功能的常用商用软件：大连理工大学开发的结构优化设计软件 DDDU、美国的大型有限元分析软件ANSYS、美国MSC公司的大型有限元分析软件NASTRAN 等3。1.3论文的主要内容及研究特点本论文主要是对牵引杆进行受力分析，有限元法提供了计算牵引杆所受应力的一种新方法，同时避免了在传统的应力计算方法下所带来的误差，能较准确的反应牵引杆应力的分布情况。运用Workbench对牵引杆进行有限元分析，其强大的建模、网格划分和分析功能极大的方便了用户对产品进行分析。本论文将要解决，利用Pro/E进行精确建模，之后利用Workbench 进行牵引杆的受力分析，通过分析得到的受力分析图查看牵引杆的受力部位以及牵引杆应力应变信息，同时将两种不同的联接方式进行分析比较，从而确定较优的联接方案，再进一步进行必要的优化，为今后研究提供可靠的数据分析。具体研究过程：1）按照任务书所给的牵引杆模型数据，在Pro/E的平台下绘制出牵引杆的三维立体图形；2）将Pro/E绘制好的三维立体模型导入Ansys Workbench中，从而建立有限元模型，利用Ansys Workbench平台定义单元类型，定义实常数，定义材料属性，进行网格的划分；3)施加载荷和边界条件，定义求解类型，定义求解器；4)得到牵引杆应力及应力变化图、变形图；5)对另一种联接方式的牵引杆采用相同的方法步骤进行分析，得到相对应的应力及其应力变化图、变形图。6）对两种联接方式的分析结果进行后处理，根据应力应变的变化图中，不断的优化牵引杆的结构从而得到较优的方案。 7）进行归纳总结。 2有限元方法简介2.1有限元的介绍2.电机选择2.1电动机选择（倒数第三页里有东东）2.1.1选择电动机类型2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率为：；工作机所需功率为：；传动装置的总效率为：；传动滚筒 滚动轴承效率 闭式齿轮传动效率 联轴器效率 代入数值得：所需电动机功率为：略大于 即可。选用同步转速1460r/min ；4级 ；型号 Y160M-4.功率为11kW2.1.3确定电动机转速取滚筒直径1.分配传动比（1）总传动比(2)分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比则低速级的传动比2.1.4 电机端盖组装CAD截图 图2.1.4电机端盖2.2 运动和动力参数计算2.2.1电动机轴 2.2.2高速轴2.2.3中间轴2.2.4低速轴2.2.5滚筒轴3.齿轮计算3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。4选小齿轮齿数，大齿轮齿数。取5初选螺旋角。初选螺旋角3.2按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式（10-21）进行试算，即3.2.1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数1。（2）由机械设计第八版图10-30选取区域系数。（3）由机械设计第八版图10-26查得，则。（4）计算小齿轮传递的转矩。（5）由机械设计第八版表10-7 选取齿宽系数（6）由机械设计第八版表10-6查得材料的弹性影响系数（7）由机械设计第八版图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 。13计算应力循环次数。（9）由机械设计第八版图（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，由机械设计第八版式（10-12）得（11）许用接触应力3.2.2计算（1）试算小齿轮分度圆直径=49.56mm（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数 =2mmh=2.252.252=4.5mm49.56/4.5=11.01（4）计算纵向重合度0.318124tan=20.73（5）计算载荷系数K。已知使用系数根据v= 7.6 m/s,7级精度，由机械设计第八版图10-8查得动载系数由机械设计第八版表10-4查得的值与齿轮的相同，故由机械设计第八版图 10-13查得由机械设计第八版表10-3查得.故载荷系数11.111.41.42=2.2（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得（7）计算模数 3.3按齿根弯曲强度设计由式（10-17）3.3.1确定计算参数（1）计算载荷系数。 =2.09（2）根据纵向重合度 ，从机械设计第八版图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数。（4）查齿形系数。由表10-5查得（5）查取应力校正系数。由机械设计第八版表10-5查得（6）由机械设计第八版图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ；（7）由机械设计第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ，；（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4,由机械设计第八版式（10-12）得（9）计算大、小齿轮的 并加以比较。=由此可知大齿轮的数值大。3.3.2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 大于由齿面齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100.677mm 来计算应有的齿数。于是由取 ，则 取 3.4几何尺寸计算3.4.1计算中心距a=将中以距圆整为141mm.3.4.2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。3.4.3计算大、小齿轮的分度圆直径3.4.4计算齿轮宽度圆整后取.低速级取m=3;由 取圆整后取表 1高速级齿轮：名称代号计 算 公 式 小齿轮大齿轮模数m22压力角2020分度圆直径d=227=54=2109=218齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径表 2低速级齿轮：名称代号计 算 公 式 小齿轮大齿轮模数m33压力角2020分度圆直径d=327=54=2109=218齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径4.轴的设计4.1低速轴4.1.1求输出轴上的功率转速和转矩 若取每级齿轮的传动的效率,则4.1.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力 ,径向力 及轴向力 的4.1.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据机械设计第八版表15-3,取 ,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩, 查表考虑到转矩变化很小,故取 ,则:按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5014-2003或手册,选用LX4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为2500000 .半联轴器的孔径 ,故取 ,半联轴器长度 L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度.4.1.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 图4-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)根据联轴器为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取挡圈直径D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2 段的长度应比 略短一些,现取.2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313。其尺寸为dDT=65mm140mm36mm，故 ；而。3）取安装齿轮处的轴段4-5段的直径 ；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取h=6mm ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取 低速轴的相关参数：表4-1功率转速转矩1-2段轴长84mm1-2段直径50mm2-3段轴长40.57mm2-3段直径62mm3-4段轴长49.5mm3-4段直径65mm4-5段轴长85mm4-5段直径70mm5-6段轴长60.5mm5-6段直径82mm6-7段轴长54.5mm6-7段直径65mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*h=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。4.2中间轴4.2.1求输出轴上的功率转速和转矩4.2.2求作用在齿轮上的力（1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为：（2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：4.2.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取 ,于是得：轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。图 4-24.2.4初步选择滚动轴承.（1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为dD*T=35mm72mm18.25mm，故，；（2）取安装低速级小齿轮处的轴段2-3段的直径 ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取。（3）取安装高速级大齿轮的轴段4-5段的直径齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。 4.2.5轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*h=22mm14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。中间轴的参数：表4-2功率10.10kw转速362.2r/min转矩263.61-2段轴长29.3mm1-2段直径25mm2-3段轴长90mm2-3段直径45mm3-4段轴长12mm3-4段直径57mm4-5段轴长51mm4-5段直径45mm4.3高速轴4.3.1求输出轴上的功率转速和转矩若取每级齿轮的传动的效率,则4.3.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为4.3.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取 ,于是得：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 , 查表 ,考虑到转矩变化很小,故取 ,则:按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5014-2003 或手册,选用LX2型弹性柱销联轴器,其公称转矩为560000 .半联轴器的孔径 ,故取 ,半联轴器长度 L=82mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度.4.4轴的结构设计4.4.1拟定轴上零件的装配方案图4-34.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联 轴器的轴向定位要示求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取挡圈直径D=45mm .半联轴器与轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端面上,故 段的长度应比 略短一些,现取.2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为d*D*T=45mm*85mm*20.75mm，故 ；而 ，mm。3）取安装齿轮处的轴段4-5段,做成齿轮轴；已知齿轮轴轮毂的宽度为61mm，齿轮轴的直径为62.29mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取。 5）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面b*h=14mm*9mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为L=45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。高速轴的参数：表4-3功率10.41kw转速1460r/min转矩1-2段轴长80mm1-2段直径30mm2-3段轴长45.81mm2-3段直径42mm3-4段轴长45mm3-4段直径31.75mm4-5段轴长99.5mm4-5段直径48.86mm5-6段轴长61mm5-6段直径62.29mm6-7段轴长26.75mm6-7段直径45mm5.齿轮的参数化建模5.1齿轮的建模（1）在上工具箱中单击按钮，打开“新建”对话框，在“类型”列表框中选择“零件”选项，在“子类型”列表框中选择“实体”选项，在“名称”文本框中输入“dachilun_gear”，如图5-1所示。图5-1“新建”对话框2取消选中“使用默认模板”复选项。单击“确定”按钮，打开“新文件选项”对话框，选中其中“mmns_part_solid”选项，如图5-2所示，最后单击”确定“按钮，进入三维实体建模环境。图5-2“新文件选项”对话框（2）设置齿轮参数1在主菜单中依次选择“工具”“关系”选项，系统将自动弹出“关系”对话框。2在对话框中单击按钮，然后将齿轮的各参数依次添加到参数列表框中，具体内容如图5-4所示，完成齿轮参数添加后，单击“确定”按钮，关闭对话框。图5-3输入齿轮参数（3）绘制齿轮基本圆在右工具箱单击，弹出“草绘”对话框。选择FRONT 基准平面作为草绘平面，绘制如图5-4所示的任意尺寸的四个圆。（4）设置齿轮关系式，确定其尺寸参数1按照如图5-5所示，在“关系”对话框中分别添加确定齿轮的分度圆直径、基圆直径、齿根圆直径、齿顶圆直径的关系式。2双击草绘基本圆的直径尺寸，将它的尺寸分别修改为、修改的结果如图5-6所示。 图5-4草绘同心圆 图5-5“关系”对话框 图5-6修改同心圆尺寸 图5-7“曲线：从方程”对话框（5）创建齿轮齿廓线1在右工具箱中单击按钮打开“菜单管理器”菜单，在该菜单中依次选择“曲线选项” “从方程” “完成”选项，打开“曲线：从方程”对话框，如图5-7所示。2在模型树窗口中选择坐标系，然后再从“设置坐标类型”菜单中选择“笛卡尔”选项，如图5-8所示，打开记事本窗口。3在记事本文件中添加渐开线方程式，如图5-9所示。然后在记事本窗中选取“文件” “保存”选项保存设置。图5-8“菜单管理器”对话框 图5-9添加渐开线方程4选择图5-11中的曲线1、曲线2作为放置参照，创建过两曲线交点的基准点PNTO。参照设置如图5-10所示。曲 线1曲 线 2图5-11基准点参照曲线的选择 图5-10“基准点”对话框5如图5-12所示，单击“确定”按钮，选取基准平面TOP和RIGHT作为放置参照，创建过两平面交线的基准轴A_1，如图6-13所示。图5-12“基准轴”对话框 图5-13基准轴A_16如图5-13所示，单击“确定”按钮，创建经过基准点PNTO和基准轴A_1的基准平面DTM1,如图5-14所示。5 5-15基准平面对话框 5-15基准平面DTM17如图5-16所示，单击“确定”按钮，创建经过基准轴A_1，并由基准平面DTM1转过“-90/z”的基准平面DTM2，如图5-17所示。图5-16“基准平面”对话框 图5-17基准平面DTM28镜像渐开线。使用基准平面DTM2作为镜像平面基准曲线，结果如图5-18所示。图5-18镜像齿廓曲线（6）创建齿根圆实体特征1在右工具箱中单击按钮打开设计图标版。选择基准平面FRONT作为草绘平面，接收系统默认选项放置草绘平面。2在右工具箱中单击按钮打开“类型”对话框，选择其中的“环”单选按钮，然后在工作区中选择图5-19中的曲线1作为草绘剖面。再图标中输入拉伸深度为“b”，完成齿根圆实体的创建，创建后的结果如图5-20所示。图5-19草绘的图形 5-20拉伸的结果（7）创建一条齿廓曲线1在右工具箱中单击按钮，系统弹出“草绘”对话框，选取基准平面FRONT作为草绘平面后进入二维草绘平面。2在右工具箱单击按钮打开“类型”对话框，选择“单个”单选按钮，使用和并结合绘图工具绘制如图5-21所示的二维图形。图 5-21 草绘曲线图 5-22显示倒角半径3打开“关系”对话框，如图5-22所示，圆角半径尺寸显示为“sd0”，在对话框中输入如图5-23所示的关系式。图5-23“关系“对话框（8）复制齿廓曲线1在主菜单中依次选择“编辑” “特征操作”选项，打开“菜单管理器”菜单，选择其中的“复制”选项，选取“移动”复制方法，选取上一步刚创建的齿廓曲线作为复制对象。图5-24依次选取的 菜单2选取“平移”方式，并选取基准平面FRONT作为平移参照，设置平移距离为“B”，将曲线平移到齿坯的另一侧。图5-25输入旋转角度3继续在“移动特征”菜单中选取“旋转”方式，并选取轴A_1作为旋转复制参照，设置旋转角度为“asin(2*b*tan(beta/d)”，再将前一步平移复制的齿廓曲线旋转相应角度。最后生成如图5-26所示的另一端齿廓曲线。图5-26创建另一端齿廓曲线（9）创建投影曲线1在工具栏内单击按钮，系统弹出“草绘”对话框。选取“RIGUT”面作为草绘平面，选取“TOP”面作为参照平面，参照方向为“右”，单击“草绘”按钮进入草绘环境。2绘制如图5-27所示的二维草图，在工具栏内单击按钮完成草绘的绘制。图5-27绘制二维草图3主菜单中依次选择“编辑” “投影”选项，选取拉伸的齿根圆曲面为投影表面，投影结果如下图5-28所示。图5-28投影结果（10）创建第一个轮齿特征1在主菜单上依次单击“插入” “扫描混合”命令，系统弹出“扫描混合”操控面板，如图5-29所示。2在“扫描混合”操控面板内单击“参照”按钮，系统弹出“参照”上滑面板，如图6-30所示。图5-29 “扫描混合”操作面板 图5-30“参照”上滑面板3在“参照”上滑面板的“剖面控制”下拉列表框内选择“垂直于轨迹”选项，在“水平/垂直控制”下拉列表框内选择“垂直于曲面”选项，如图5-30示。4在绘图区单击选取分度圆上的投影线作为扫描混合的扫引线，如图5-31示。扫描引线图5-31选取扫描引线5在“扫描混合”操作面板中单击“剖面”按钮，系统弹出“剖面”上滑面板，在上方下拉列表框中选择“所选截面”选项，如图5-32所示。图5-32“剖面”上滑面板 图5-33 选取截面6在绘图区单击选取“扫描混合”截面，如图5-33所示。7在“扫描混合”操控面板内单击按钮完成第一个齿的创建，完成后的特征如图5-34所示。图5-34完成后的轮齿特征 图5-35“选择性粘贴“对话框(11)阵列轮齿1单击上一步创建的轮齿特征，在主工具栏中单击按钮，然后单击按钮，随即弹出“选择性粘贴”对话框，如图5-35所示。在该对话框中勾选“对副本应用移动/旋转变换”，然后单击“确定”按钮。图5-36 旋转角度设置 图5-37复制生成的第二个轮齿2单击复制特征工具栏中的“变换”，在“设置”下拉菜单中选取“旋转”选项，“方向参照”选取轴A_1，可在模型数中选取，也可以直接单击选择。输入旋转角度“360/z”,如图6-36所示。最后单击按钮，完成轮齿的复制，生成如图6-37所示的第2个轮齿。3在模型树中单击刚刚创建的第二个轮齿特征，在工具栏内单击按钮，或者依次在主菜单中单击“编辑” “阵列”命令，系统弹出“阵列”操控面板，如图6-38所示。图5-38 “阵列”操控面板图5-39 完成后的轮齿 图5-40齿轮的最终结构4在“阵列”操控面板内选择“轴”阵列，在绘图区单击选取齿根园的中心轴作为阵列参照，输入阵列数为“88”偏移角度为“360/z”。在“阵列”操控面板内单击按钮，完成阵列特征的创建，如图5-39所示。5最后“拉伸”、“阵列”轮齿的结构，如图5-40所示42致谢本论文是在ee老师的悉心指导下完成的。e老师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。本论文从选题到完成，每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向e老师表示崇高的敬意和衷心的感谢！ 本论文的顺利完成，离不开各位老师、同学和朋友的关心和帮助。感谢CAD培训中心老师的指导和帮助。后文是被我人为屏蔽掉了，想要原版吗？小伙伴，在第2章电机选择中CAD图里找我联系方式吧参考文献1王定.矿用小绞车M.北京:煤炭工业出版社,1981.2程居山.矿山机械M.徐州:中国矿业大学出版社,2005.8.3王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学M.徐州;中国矿业大学出版社,2001.4唐大放,冯晓宁,杨现卿. 机械设计工程学M.徐州;中国矿业大学出版社,2001.5