CAD、CAM课程设计说明书(用PRO_E做的二级减速器).doc

CAD/CAM的实训报告 带传动及二级直齿圆柱齿轮减速器目 录、课程设计任务书2、前言4第一章 传动装置的总体设计5一、电动机的选择5二、计算总传动比和分配各级传动比6三、计算传动装置的运动和动力参数7第二章 传动零件的设计计算8一、减速器箱体外传动零件设计8二、减速器箱体内传动零件设计9第三章 装配图设计 17一、装配图设计的第一阶段17二、装配图设计的第二阶段19第四章 简述部分零件三维建模 27一、建立部分零件三维模型27二、减速器装配模型图31第五章 NC代码及图 32第六章 总结 34参考资料 35、课程设计任务书课程设计任务书设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器学生姓名课程名称CAD/CAM技术综合训练专业班级地 点L322起止时间18-19周设计目的及要求目的：训练学生利用机械设计自动化软件进行机械产品设计的能力，通过实训使学生具备利用机械设计自动化软件进行中等难度机械产品设计的能力。要求：每个学生根据所给参数独立完成减速器的方案设计、三维建模、装配及部件CAM，最终形成设计说明书1份。设计内容1)设计中每个学生一组数据，根据设计参数，进行方案设计；2）进行布局设计； 3）进行三维造型设计；4）进行装配设计； 5）进行零件的CAM；6）设计说明书。进度要求第12天计算数据，确定方案第39天对减速器各部分建模并装备减速器第10天选择自己所建减速器中的零件进行CAM，并生成NC代码第11-12天编写完成设计说明书并提交参考资料机械设计手册、机械设计、机械原理材料力学等方面的教材或参考文献其它计算机及绘图软件说明教研室主任： 指导教师： 王孜 2011-6-30课程设计任务书姓名： 学号： 专业班级：一、设计题目带式输送机传动装置带传动及二级直齿圆柱齿轮减速器二、传动方案：三、设计参数输送带拉力F=2.5kN；输送带速度v=1.3m/s；滚筒直径D=370mm启动载荷/名义载荷=1.25四、工作条件：单向运转，频繁启动，轻微振动，连续工作两班制，使用期暂定10年。卷筒转速允许误差5%。五、设计要求：设计内容：二级直齿圆柱齿轮减速器为主体的机械传动装置的全部设计及计算，校核轴及其上的轴承和键的强度。完成减速器各部件三维造型设计并完成装配以及选择部件进行CAM生成NC代码，编写设计说明书一份。、前言一、课程实训的目的：为了提高学生的动手能力以及对流行的PRO-E软件实际操作运用能力，我们进行了本次课程设计，通过对本次课程设计的学习，可以使学生具备平面设计和三维造型的基本能力以及严谨细致的工作作风和认真负责的工作态度，掌握三维实体造型的基本操作，为今后专业课的学习打好基础。 二、课程实训的任务：进行数据计算，传动方案设计和传动零件设计，以及设计装配草图。绘制平面工程图纸，了解工程图纸的一般要求和格式。进行三维建模，并且把建好的模型进行装配。 三、课程设计的要求：本课程实习以二级直齿减速器为例，介绍计算机辅助设计的功能和应用，并作一定的实践操作。要求学生了解工程图纸绘制的格式和要求，能够用Auto CAD绘制二维的工程图纸，了解PRO-E的主要功能，把握PRO-E用于建模的基本操作。能很好的运用PRO-E进行建模、装配。 第一章 传动装置总体设计一、电动机选择1.选择电动机的类型电动机有直流电动机和交流电动机。直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高；当交流电动机能满足工作要求时，一般不采用直流电动机，工程上大都采用三相交流电源，如无特殊要求应采用三相交流电动机。交流电动机又分为异步电动机和同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型，一般常用的是Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，它具有防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，适用于没有特殊要求的机械上，如机床、运输机、搅拌机等。所以选择Y系列三相异步电动机。2.选择电动机的功率电动机的功率用额定功率Ped表示，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作机所需的电动机输出功率Pd。功率小于工作要求则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；功率过大，则增加成本，且由于电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，能量不能充分利用而造成浪费。工作机所需电动机输出功率应根据工作机所需功率和中间传动装置的效率等确定。w工作机（卷筒）的效率，查吴宗泽P5表1-7得：输送带拉力F=2.5KN，输送带速度V=1.3m/s工作机所需功率为：1 带传动效率；2滚动轴承效率；3 齿轮传动效率；4联轴器效率，查吴宗泽P5表1-7得： ；（角接触球轴承）；（7级精度）；（齿式联轴器）；则工作机所需电动机输出功率为：电动机的额定功率：=（启动载荷/名义载荷）Pd，查吴宗泽P167表12-1选择电动机的额定功率=5.5kw3.选择电动机的转速具有相同额定功率的同类型电动机有几种不同的同步转速。低转速电动机级数多，外廓尺寸较大，质量较重，价格较高，但可使总传动比及传动装置的尺寸减小，高转速电动机则相反，应综合考虑各种因素选取适当的电动机转速。Y系列三相异步电动机常用的同步转速有3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min，一般多选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机。为使传动装置设计合理，可根据工作机的转速要求和各级传动机构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即nd=(i1i2in)nw，nd为电动机可选转速范围，i1，i2，in为各级传动机构的合理传动比范围，nw为工作机转速。工作机转速：查吴宗泽P188表13-2知： iV带传动=24，i单级圆柱齿轮传动=25，则电动机转速的可选范围为：=(24)(35)(35)=2067.103=1342.06电动机转速推荐选择1500r/min4.选择电动机的型号根据电动机额定功率和转速，由吴宗泽P167表12-1确定电动机型号：Y132S-4电动机的主要外形尺寸和安装尺寸（吴宗泽P168表12-3） 中心高：H=132mm 外形尺寸：L(AC/2+AD)HD 地脚安装尺寸：AB 地脚螺栓孔直径K=12mm 轴伸尺寸：DE=(0.0020.018) 装键部位尺寸：FG二、计算总传动比和分配各级传动比总传动比为i，带传动的传动比比为i0，高速级齿轮传动的传动比i1，低速级齿轮传动的传动比为i2。在已知总传动比要求时，合理选择和分配各级传动机构的传动比应考虑以下几点：1）各级传动比都应在推荐的合理范围以内（吴宗泽P188表13-2）。2）应使各传动件的尺寸协调，结构合理，避免相互干涉碰撞。例如由带传动和齿轮减速器组成的传动中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比；若带传动的传动比过大，将使大齿轮过大，可能会出现大带轮轮缘与底座相碰；推荐i0=22.5。对于两级齿轮减速器，两级的大齿轮直径尽可能相近，以利于浸油润滑，一般推荐高速级传动比i1=(1.31.5) i2。 （nm为电动机满载转速）i0=22.5=2 i1=(1.31.5)i2= 三、计算传动装置的运动和动力参数机械传动装置的运动和动力参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是设计计算传动件的重要依据。为进行传动件的设计计算，需先计算出各轴的转速、功率和转矩。一般按电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。1.各轴转速轴 ：轴 ：轴 ：2.各轴功率轴：轴：轴：3.各轴转矩轴：轴 轴 4.运动和动力参数列表1-1运动和动力参数列表轴名运动和动力参数转速n(r/min)功率P/kW转矩T/Nm轴7203.6748.678轴185.573.56183.208轴66.993.45491.827第二章 传动零件设计计算一、减速器箱体外传动零件设计1.带传动设计已知条件：工作机实际需要的电动机输出功率Pd=3.822kw，小带轮转速为电动机的满载转速nm=1440r/min，传动比为i0 =2，由电动机驱动、工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，载荷变动小，轻载启动。解：(1) 确定计算功率Pca 和选择择V带型号查表8-7取工作情况系数KA=1.2，得：根据Pca和n1，由图8-11选用A型普通带。(2) 确定小带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm。2）验算带速v，按式（8-13）验算带的速度因为带速在525m/s范围内，故带速合适。3）确定大带轮的基准直径dd2根据式（8-15a）和传动比，计算大带轮的基准直径dd2根据V带轮的基准直径系列(表8-8)，确定大带轮的基准直径dd2=180mm。(3) 确定带的中心距a和基准长度Ld1)根据式(8-20)： 初定中心距a0=350mm2）由式(8-22)计算带的基准长度： 由带的基准长度系列(表8-2)，选取带的基准长度Ld=1120mm。3）由式（8-23）计算实际中心距a： 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧得需要，常给出由式(8-24)得中心距变动范围为：中心距的变化范围为328.2mm378.6mm(4) 验算小带轮的包角1由式(8-25)得：(5) 确定带的根数z1）计算单根带的额定功率Pr由dd1 =90mm和n1=1440r/min，查表8-4a得P01.064kw根据n1=1440r/min，i=2和型带，查表8-4b线性插值得P00.1692kw查表8-5得K=0.96；查表8-2，KL=0.91。由式(8-26)得：Pr=(P0 +P0)2)计算带的根数z取z=5根(6)计算大、小带轮的最大直径2.注意事项：由上式知即小带轮的最大直径小于电动机的中心高，则不会干涉。由上式知大带轮的最大直径与传动装置的外廓尺寸不会干涉。二、减速器箱体内传动零件设计1.高速级齿轮传动设计已知条件：直齿圆柱齿轮传动，输入功率为PI=3.67kw，小齿轮转速为nI=720r/min，传动比为i1=3.88，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，转向不变。解：1. 选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮的材料为45钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为30HBS。4）选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩3）由表10-7选取齿宽系数d=14）由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图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6）由式10-13计算应力循次数 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91；KHN2=0.958）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（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径的d1t，代人中较小的值2）计算圆周速度v3）计算齿宽b4）计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=1.8925m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06直齿轮，由表10-2查得使用系数KA1.25由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由查图10-13得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径，由式（10-10a）得7)计算模数m3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.883）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4）计算载荷系数K5）查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.62；由线性插值得YFa2=2.1866）查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.59；由线性插值得YSa2=1.7877）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(2) 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲强度算得得模数1.6156并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=56.7698mm，算出小齿轮齿数 取z1=29大齿轮齿数 取z2=1134.几何尺寸的计算(1) 计算分度圆直径 (2) 计算中心距 (3) 计算齿轮宽度 圆整后取 B2=60mm，B1=65mm(4) 齿轮的参数和几何尺寸列表2-1齿轮的参数和几何尺寸列表mn1z1z2d1d2aI-IIb1b2da1da2df1df22291135822614265606223053221(5)判断齿轮的结构形式由教材229页-231页可知：1) da1=62mm160mm D3=1.6D41.640=64mm D0=da2-(1014)m=230-122=206mm因D0-D3=（206-64）mm=142mm100mm 故齿轮2为孔板式结构的齿轮C=0.2B=0.260=12mm D2=0.3(D0-D3)=0.3142=42.6mm n1=0.5m=0.52=1mm D1=(D0+D3)/2=135mm (B-C)/2=(60-12)/2=24mm2.低速级齿轮传动设计已知条件：直齿圆柱齿轮传动，输入功率为PII=3.56kw，小齿轮转速为nII=185.57r/min，传动比为iII为=2.77，由电动机驱动，工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，轻微冲击，转向不变。解:1.选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料的选择。由表10-1选择小齿轮的材料为45钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为30HBS。4）选小齿轮齿数z3=25，大齿轮齿数2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即(1) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数d=14) 由表10-6查得材料的弹性影响系数5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大轮的接触疲劳强度极限6）由式10-13计算应力循次数 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.92；KHN4=0.968）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(2) 计算1）计算小齿轮分度圆直径的d3t，代人中较小的值2) 计算圆周速度v3）计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=0.7735m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03直齿轮，由表10-2查得使用系数KA1.25由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由查图10-13得；故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径，由式（10-10a）得7) 计算模数m3.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为(1) 确定公式内的各计算数值1）由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85，KFN4=0.883）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4）计算载荷系数K5）查取齿形系数由表10-5查得YFa3=2.62；由线性插值得YFa4=2.2386）查取应力校正系数由表10-5查得YSa3=1.59；由线性插值得YSa4=1.7527）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。(2) 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由弯曲强度算得得模数2.5并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=89.3186mm，算出小齿轮齿数 取z3=30大齿轮齿数 取z4=844.几何尺寸的计算(1) 计算分度圆直径 (2) 计算中心距 (3) 计算齿轮宽度 取B4=90mm，B3=95mm(4) 齿轮的参数和几何尺寸列表2-2齿轮的参数和几何尺寸列表mn3z3z4d3d4aII-IIIb3b4da3da4df3df4330849025217195909625882.5244.5(5) 判断齿轮的结构形式由教材229页-231页可知：1) da3=90mm160mm D3=1.6D41.671=113.6mm D0=da4-(1014)m=230-123=222mm因D0-D3=（222-113.6）mm=108.4mm100mm 故齿轮4为孔板式结构的齿轮C=0.2B=0.290=18mm D2=0.3(D0-D3)=0.3108.4=32.52mm n1=0.5m=0.53=1.5mm D1=(D0+D3)/2=167.8mm (B-C)/2=(60-12)/2=24mm第三章 装配图设计一、装配图设计的第一阶段 表3-1 减速器箱体的主要结构尺寸名称符号计算公式结果/mm箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁连接螺栓直径M16盖与座连接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）M8M，M，M至外箱壁的距离查手册表43262218M，M，M至凸缘边缘距离查手册表43242016外箱壁至轴承端面距离=+（58）47箱盖，箱座肋厚28.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）120（2轴）190（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）120（2轴）190（3轴） 表3-2 减速器零件的位置尺寸名称代号荐用值/mm结果/mm低速级齿顶圆至内箱壁距离1.212小齿轮端面至箱体内壁的距离12轴承端面至箱体内壁的距离81210旋转零件间的轴向距离101515高速级大齿轮顶圆至底速轴表面的距离低速级大齿轮顶圆至箱体底面内壁的间距305040箱底至箱底内壁的距离 20减速器中心高H+189箱体内壁至轴承座孔外端面的距离L157箱体内壁轴向距离L2由图确定196.5轴承座孔外端面间距L3由图确定310.5二、装配图设计的第二阶段主要任务：进行轴的结构设计，确定联轴器和轴承的型号，轴承端盖的结构尺寸设计。对低速轴进行轴和键的强度校核、轴承的寿命计算。1.中间轴的设计已知条件：轴的输入功率P=3.56kw、转速n=185.57r/min和转矩T=183.208N.m设计步骤：1）拟定轴上的装配方案：如图1所示2）由教材370页的表15-3查得（45钢）：A0取115MPa。初步确定轴的最小直径：3）确定轴的直径 d-= d-=35mm dmin，且满足滚动轴承的内圈孔径确定滚动轴承的代号：按照载荷情况选择滚动轴承的类型代号6307（选用深沟球轴承吴宗泽P66），轴承的代号及其尺寸dIIDIIBII 轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10，mm mII=L1-BII-3=57-21-10=26d0=d3+1=8+1=9mm (d3=8mm)D0=D+2.5d3=mmD2=D0+2.5d3=e=1.2d3= 取整e=10 e1=10mm m由结构确定D4=D-(1015)=80-10=70mm D5=D0-3d3=D6=D-(24)=80-4=76mm 螺钉数为4个 d-= d-=40mm d-，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸 d-=（1.141.2）d-=1.18，且取d-=484）确定轴的长度 l-= BII+3+2+（23）=21+12+10+3=46mm l-= b3-(23)=95-3=92mm l-=4 =15mm l-= b2-(23)=60-3=57mm l-= BII+3+2+（b1-b2）/2+（23）=21+12+10+(65-60)/2+3=48.5mm L2=2+ b3+4+ b2+2+（b1-b2）/2=12+95+15+60+12+(65-60)/2=196.5mm L3=2L1+L2(L1=+C1+C2+（58）)5）轴上零件的周向定位高速级大齿轮的键(A型)，由d-=40mm和查教材中的表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=57-(510)=4752mm 查表6-1得L=50mm低速级小齿轮处的键(A型)，由d-=40mm和查教材中表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=92-(510)=8287mm 查表6-1得L=80mm图1 中间轴的装配方案2.高速轴的设计已知条件：I轴的输入功率PI =3.67kw、转速nI =720r/min和转矩TI =48.678N.m设计步骤：1）拟定轴上的装配方案：如图2所示2）由教材370页的表15-3查得（45钢）：A0取115MPa。初步确定轴的最小直径：3）确定轴的直径 d-=25mmdmin，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸 d-=（1.141.2）d-=1.18 25=29.5mm，且满足密封圈的孔径，见吴宗泽P90表7-12得 d-=30mm；选择密封圈，见吴宗泽P90表7-12得毡圈（半粗羊毛毡） d1=29mm D1=45mm B1=7mm d-=d-=35mmd-，且满足滚动轴承的内圈孔径由表6-1确定滚动轴承的代号为6307，轴承的代号及其尺寸dIDIB= 轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10mI= L1-BI -3 =57-21-10=25mmd0=d3+1=8+1=9mm (d3=8mm)D0=D+2.5d3=mmD2=D0+2.5d3=e=1.2d3= 取整e=10 e1=10mm m由结构确定D4=D-(1015)=80-10=70mm D5=D0-3d3=D6=D-(24)=80-4=76mm 螺钉数为4个 注意1：判断高速轴与中间轴的轴承端盖之间是否发生干渋因D2+D2=120+120 d-=35mm由吴宗泽P11表1-16的标准尺寸取d-=40mm，从吴宗泽表4-1查得，由da =62mm160mm，e=3.22mt=4得齿轮1的结构为齿轮轴d-=d-=da1， da1为滚动轴承内圈的安装尺寸，根据轴承的代号查表确定d-= da1=62，da1为高速级小齿轮的齿顶圆直径 图2 高速轴的装配方案4）确定轴的长度 l-= 带轮的轮毂长度-（23）=50-3=47mm；带轮的轮毂长度=（1.52）d- l-=LI+eI+mI=(1520)+7+25=20+10+26=56mm ； LI1520 l-=BI+3+自行确定的长度=21+10+8=39mm l-=L2 -2- b1-自行确定的长度=196.5-12-65-8=111.5mm l-=b1=65 l-=2-自行确定的长度=12-8=4mm l-=BI+3+自行确定的长度=21+10+8=39mm5）轴上零件的周向定位选择带轮处的键(A型)，由d-=25mm和查表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=47-(510)=37mm42mm 查表6-1得L=40mm3.低速轴的设计已知条件：轴的输入功率P率=3.45kw、转速n率=66.99r/min和转矩T率=491.827N.m设计步骤：1）拟定轴上的装配方案：如图3所示2）由表15-3查得（45钢）取A0=115MPa，初步确定轴的最小直径：3）确定轴的直径 d-=联轴器孔径=48mm，且联轴器的孔径dmin。选择联轴器：类型为齿式联轴器，由吴宗泽P95表8-3，根据计算转矩Tca=KAT=1.3491.827N.m=639.3751N.m、转速n=66.99r/min和dmin =45.35mm选择联轴器型号CICL2，确定联轴器的轴孔直径d=45mm和轴孔长度L=84mm d-=（1.141.2）d-=1.1848=56.64mm且满足密封圈的孔径d-=60mm，；选择密封圈（半粗羊毛毡）D=80mm，d1=58mm，B1=8mm，见吴宗泽P90表7-12 d-=d-=65mmd-，且满足滚动轴承的内圈孔径确定滚动轴承的代号为6313，轴承的代号及其尺寸dIIIDIIITIII=6514033轴承端盖的设计：选凸缘式轴承盖，尺寸计算见吴宗泽P166表11-10，TIII =BIIIm=L1- TIII-3=57-33-10=14mmd0=d3+1=10+1=11mm (d3=10mm)D0=D+2.5d3=mmD2=D0+2.5d3=e=1.2d3= 取整e=12e e=12mm m由结构确定D4=D-(1015)=140-10=130mm D5=D0-3d3=D6=D-(24)=140-4=136mm 螺钉数为6个注意1：判断低速轴与中间轴的轴承端盖之间是否发生干渋因D2+D2III =190+120=310mm 2aII-III 故低速轴与中间轴的轴承端盖之间不会发生干渋 d-=71mmd-，且满足吴宗泽P11表1-16的标准尺寸 d-=（1.141.2）d-=1.271=85.2mm，d-=86mm d-= da，da为滚动轴承内圈的安装尺寸，根据轴承的代号查表确定，d-=77mm4）确定轴的长度 l-=联轴器的轴孔长度-（23）=84-3=81mm 取 l-=81mm l-=LIII+eIII+mIII =(1520)+12+14=20+12+14=46mm， LIII 1520 l-=BIII+3+2+（b3-b4）/2+（23）=33+10+12+(95-90)/2+3=60.5mm l-=b4 (23)=90-3=87mm l-1.4h=1.47.5=10.5mm（h= (d- d-)/2=(86-71)/2=7.5），l-=11mm l-=L2-2-（b3-b4）/2- b4- l-自行确定的长度=196.5-12-(95-90)/2-90-11-8=73mm l-=BIII+3+自行确定的长度=33+10+8=51mm5）轴上零件的周向定位 联轴器处的键 (A型)，由d-= 48mm和查表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=81-(510)=7176mm，查表6-1得L=70mm 高速级大齿轮处的键(A型)，由d-=71mm和查表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=87-(510)=7782mm，查表6-1得L=80mm图3 低速轴的装配方案4.轴的强度校核查设计手册确定轴承的支点位置为轴承宽度的中点a=16.5mm，作用在齿轮上的两个分力取在齿轮轮毂宽度的中点，故作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=86+136.5=222.5mm1） 做出轴的计算简图如图4所示：图4 轴的计算简图圆周力：径向力：L1=42+46+33/2=42+46+16.5=104.5mmL2= l-+ l-（1/2）B-（1/2）b4=60.5+87-16.5-45=86mmL3=b4/2+ l-+ l-+l-（1/2）B=45+11+73+51-16.5=163.5mm2） 做出水平弯矩图如图5所示：通过列水平面的受力平衡方程得： L2Ft4=(L2+L3) FNH2 Ft4=3903.39N 86 Ft4=（86+163.5）FNH2FNH1 =2557.93N FNH2 =1345.46N FNH1L2+MH=0则MH=-86FNH1=-86 2557.93=-219.982N.m图5 水平面弯矩图3）做出竖直平面弯矩图如图6所示：通过列竖直平面的受力平衡方程得： FNV1=931.01N FNV2=489.72N-FNV1L2+ME=0则ME=86931.01=80.067N.m图6 竖直平面弯矩图4）做出合成弯矩图如图7所示：图7 合成弯矩图5）做出转矩图如图8所示：图8 转矩图6）现将计算出的截面C处得MH、MV及M的值列于表1：表1 参数表 载荷水平面H垂直面V支反应力FNH1=2557.93NFNH2=1345.46NFNV1=931.01NFNV2=489.71N弯矩MMH=-219.982N.mMV=80.067N.m总弯矩M=234.09999N.m扭矩TT3=491.827N.m7）按弯扭合成强度校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险C）的强度，根据式（15-5）及以上表的中的数据以及轴单向旋转、扭转切应力为脉动循环应力取。轴的计算应力：由教材表15-4得： 由d-=71mm前已选定轴的材料为45钢（调质处理），由表15-1查得，因此，故安全。5.轴承的寿命校核1）计算当量动载荷P由于是直齿，则只承受径向载荷FNV1的轴承，由式（13-10）得：P= FNV1=931.01N2）计算轴承的寿命Lh求轴已知Ft=1，fp=1.1,C=93.8KN，n=66.99r/min故选用6313深沟球轴承合适6.键的强度校核（参考教材P106）1）联轴器处键的强度校核选择联轴器处的键 (A型)，由d-= 48mm和查表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=81-(510)=7176mm，查表6-1得L=70mm键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=70-14mm=56mm 故键合适。键的标记：1470 GB/T1096-20032） 大齿轮处键的强度校核选择低速级大齿轮处的键(A型)，由d-=71mm和查表6-1得键的截面尺寸键的长度L=轴头长度-（510）=87-(510)=7782mm， 查表6-1得L=80m键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度l=L-b=80-20mm=60mm 故键合适。键的标记：2080 GB/T1096-2003第4章 简述部分零件三维建模一、建立部分零件三维模型1.建立高速轴1）利用高速轴齿轮大径拉伸齿坯的柱体2）创建渐开线轮廓利用草绘关系式创建渐开线 m=3z=10a=20r=(m*z*cos(a)/2ang=t*90s=(pi*r*t)/2xc=r*cos(ang)yc=r*sin(ang)x=xc+(s*sin(ang)y=yc-(s*cos(ang)z=0 创建齿轮的齿根圆及分度圆 镜像第一条渐开线 移动复制渐开线 再次移动复制渐开线 草绘齿轮被剪切部分的轮廓曲线 根据剪切部分曲线生成剪切特征3）使用轮齿阵列命令，创建出所有的齿形轮廓4）根据数据依次绘制各轴截面并拉伸为实体5）偏移基准平面，以其为基准绘制键槽轮廓，去除材料拉伸6）对轴两端倒角7）减速器高速轴建模完成，如图9所示图9 高速轴2.建立中间轴1）根据数据依次绘制各轴截面并拉伸为实体2）偏移基准平面，以其为基准绘制键槽轮廓，去除材料拉伸3）对轴两端倒角4）减速器中间轴建模完成，如图10所示图10 中间轴3.建立低速轴1）根据数据依次绘制各轴截面并拉伸为实体2）偏移基准平面，以其为基准绘制键槽轮廓，去除材料拉伸3）对轴两端倒角4）减速器低速轴建模完成，如图11所示图11 低速轴4.建立齿轮1）第一步建立齿轮的基本步骤同建立高速轴齿轮步骤一样图12 齿轮2）绘制出腹板轮廓去除材料拉伸，再绘制出另一面腹板轮廓去除材料拉伸，完成腹板式创建（根据计算选择使用腹板式还是孔板式，或者采用实心式），本次创建孔板式，根据计算出的数据，找出打孔位置，利用去除材料拉伸，打出孔板式的孔，最后阵列出六个孔。3）绘制轴孔及键槽轮廓用去除材料拉伸出轴孔及键槽4）减速器齿轮建模完成，如图12所示5.轴承建模1）使用旋转命令草绘轴承内外圈截面旋转出轴承内外圈2）使用旋转命令草绘球3）使用阵列命令创建出全部球4）对轴承棱边倒圆角5）减速器轴承建模完成，如图13所示图13 轴承6.上箱盖建模图14 上箱盖1）以低速级大齿轮、高速级小齿轮所确定的上箱体外圆圆弧并令其相切绘制轮廓，拉伸其为实体以创建上箱体大致轮廓2）对刚建立的拉伸进行抽壳，留出壁厚为10mm的壳体3）以上下箱体分隔面绘制上箱体凸缘轮廓，拉伸其为实体以创建凸缘，去除材料拉伸，以底面为基准面，拉伸至壳体表面4）以上箱体侧面为基准创建平面，离侧面一个l1，绘制端盖凸台轮廓，拉伸其为实体，完成创建凸台，然后使用镜像完成两侧凸台创建。在每个凸台的中间去除材料拉伸，拉伸出凸台孔5）绘制上下箱体连接用螺栓Md1的凸台轮廓，拉伸其为实体，并镜像出另一面的凸台6）在端盖凸台上打螺纹孔，并镜像出另一边的螺纹孔7）在螺栓凸台上打阶梯孔，并镜像出另一边的阶梯孔8）打螺栓Md2的阶梯孔，定位销孔，起盖螺钉孔9）绘制吊耳环轮廓并拉伸出实体10）绘制顶部窥视孔盖轮廓并拉伸为实体11）绘制窥视孔盖去除材料部分轮廓并拉伸为去除材料，并打出四个螺纹孔12）为端盖凸台建立肋板13）为整个上箱盖倒圆角14）减速器上箱体建模完成，如图14所示7.底座建模1）根据尺寸拉伸出底座的底面部分，根据下箱体内壁与箱体壁厚拉伸出底座的实体2）绘制上下箱体连接凸台轮廓并拉伸出实体3）绘制端盖凸台轮廓并拉伸出实体，镜像凸台完成两侧凸台创建4）去除材料拉伸出端盖凸台的孔5）创建吊钩，并镜像出另一边的吊钩6）创建各端盖凸台肋板图15 底座7）打端盖凸台的螺纹孔，并镜像出另一边的螺纹孔8）打上下箱体连接处凸台的孔9）创建放油孔的凸台，并打放油螺纹孔10）创建游标凸台，并打螺纹孔11）绘制底部缺口轮廓并去除材料拉伸12）对各部位进行倒圆角13）减速器下箱体建模完成，如图15所示二、减速器装配模型图图16 装配图图17 爆炸图第五章 NC代码及图选择中间轴上低速级小齿轮键槽生成CAM%N0005 (FADAL VMC 6030 - VH65)N0010 G90G40G80N0015 T1M6N0020 S2500M3N0025 G0X0.Y2.N0030 G43Z-4.H1M7N0035 G1Z-8.F300.N0040 X-68.N0045 G3X-70.Y0.I0.J-2.N0050 G1X2.N0055 G2X0.Y-2.I-2.J0.N0060 G1X-68.N0065 X0.N0070 G3X0.Y2.I0.J2.N0075 G1X-68.N0080 G3X-68.Y-2.J-2.N0085 G1Z-10.N00