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北京工业大学耿丹学院毕业设计(论文)基于 Solidwork 的行星齿轮的三维建模与运动仿真所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要行星齿轮减速器是一种至少有一个齿轮的几何轴线绕着固定位置转动圆周运动的传动，变速器通常和若干行星轮和传递载荷的作用，为了使功率分流。渐开线行星齿轮传动具有以下优点：传动比大，结构紧凑，体积小、质量小，效率高，噪音低，运转平稳，因此被广泛应用于冶金，工程机械，起重，运输，航空，机床，电气机械及国防工业等部门，作为减速、变速或增速的齿轮传动装置NGW 型行星齿轮传动机构的传动原理：当高速轴由电机驱动，带动太阳轮，然后带动行星轮转动，内齿圈固定，然后带动行星架输出运动的，在行星架上的行星轮既自转和公转，具有相同的结构。二级，三级或多级传输。NGW 型行星齿轮传动机构主要由太阳齿轮，行星齿轮，内齿圈，行星架，命名为基本成分后，也被称为 zk-h 型行星齿轮传动机构。本设计是基于行星齿轮结构设计的特点，和 SolidWorks 三维建模和运动仿真。行星齿轮和各种类型的特性的比较，确定方案；其次根据输入功率，相应的输出转速，传动比的传动设计、总体结构设计；三维建模并最终完成了 SolidWorks，和模型的装配，并完成了传动部分的运动仿真和运动分析。关键词关键词： 行星齿轮减速器、运动仿真、装配、三维建模AbstractPlanetary gear reducer is driving a at least one gear geometric axis rotated around a circular motion of fixed position, the transmission is usually and planetary gear and transfer load, in order to make the power split. Involute planetary gear transmission has the following advantages: large transmission ratio, compact structure, small volume, small mass, high efficiency, low noise, smooth operation, so it is widely used in metallurgy, engineering machinery, lifting, transportation, aviation, machine tools, electrical machinery and defense industry and other departments, as gear reducer, gear or the growthThe transmission principle of NGW type planetary gear transmission mechanism: when the high-speed shaft driven by a motor, to drive the sun gear, and the planet wheel is driven to rotate, the inner gear ring is fixed, and then drives the planetary frame outputting motion, on the planet carrier planet wheel both rotation and revolution, has the same structure. The two level, three level or multilevel transmission. The NGW type planetary gear transmission mechanism mainly consists of a sun gear, planet gear, inner gear ring, a planetary frame, named after the basic components, also known as the ZK-H type planetary gear transmission mechanism.This design is the design of planetary gear structure based on SolidWorks, and 3D modeling and motion simulation. Comparison of characteristics of planetary gears, and various types of determination scheme; secondly according to the input power, the output speed of the overall design, transmission design, ratio; 3D modeling and finished SolidWorks, assembly and model, and the motion simulation and motion analysis of the transmission part.Keywords: planetary gear reducer, assembly, motion simulation, 3D modeling目 录摘 要.1Abstract.2第 1 章 绪论 .51.1 国内外的研究状况及其发展方向.51.2 SOLIDWORKS 行星齿轮的选题分析及设计内容.61.3 主要的工作内容.6第 2 章 NGW 型行星轮减速器方案确定.82.1 机构简图的确定.82.2 周转轮系部分的选择.82.3 NGW 型行星轮减速器方案确定.82.4 行星轮系中各轮齿数的确定.11第 3 章 NGW 型行星减速器结构设计.133.1 基本参数要求与选择.133.1.1 基本参数要求.133.1.2 电动机的选择.133.2 方案设计.133.2.1 机构简图.133.2.2 齿形及精度.143.2.3 齿轮材料及性能.143.3 齿轮的计算与校核.153.3.1 配齿数.153.3.2 初步计算齿轮主要参数.153.3.3 按弯强度曲初算模数 m .183.3.4 齿轮疲劳强度校核.193.4 轴上部件的设计计算与校核.253.4.1 轴的计算.253.4.2 行星架设计.303.5 键的选择与校核.343.5.1 键的选择.343.5.2 键的校核.353.6 联轴器的选择.363.7 箱体尺寸及附件的设计.37第 4 章 SOLIDWORKS 的建模与运动仿真.424.1 建模软件的介绍.424.2 行星齿轮机构的建模.424.2.1 对行星齿轮的建模.424.2.2 行星齿轮其他部件的建模.444.3 行星齿轮机构的虚拟装配.464.4 装配体的实现.574.5 减速机的运动仿真.594.5.1 仿真一般步骤.594.5.2 机构运动分析的任务和方法.604.5.3 运动的生成.614.5.4 运动分析.61总 结 .63参考文献 .64致 谢 .65第 1 章 绪论1.1 国内外的研究状况及其发展方向国内对行星齿轮传动比较深入的研究最早开始于 20 世纪 60 年代后期， 20 世纪 70 年代制定了 NGW 型渐开线行星齿轮减速器标准系列 JB1799-1976。一些专业定点厂已成批生产了 NGW 型标准系列产品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮机（3000KW） 、高速气轮机（500KW）和万立方米制氧透平压缩机（6300KW）的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮减速器已成批生产，如矿井提升机的 XL-30 型行星齿轮减速器（800kW） ，双滚筒采煤机的行星齿轮减速器（375kW） 。世界上一些工业发达的国家，如： 日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代的机械传动设备中获得了成功的应用。世界各先进工业国家，经由工业化、信息时代化，正在进入知识化时代，行星齿轮传动在设计上日趋完善，制造技术不断进步，使行星齿轮传动已达到较高的水平。我国与世界先进水平虽存在明显的差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得很大的进步。目前行星齿轮传动正在向以下几个方面发展：1）向高速大功率及低速大转矩的方向发展。例如年产 300kt 合成氨透平压缩机的行星齿轮增速器，其齿轮圆周速度已达 150m/s；日本生产了巨型船舰推进系统用的行星齿轮箱，功率为 22065kW；大型水泥磨中所用 80/125 型行星齿轮箱，输出转矩高达 4150kN m。在这类产品的设计与制造中需要继续解决均载、平衡、密封、润滑、零件材料与热处理及高效率、长寿命、可靠性等一系列设计制造技术问题。2）向无级变速行星齿轮传动发展。实现无级变速就是让行星齿轮传动中三个基本构件都传动并传递功率，这只要对原行星机构中固定的构件附加一个转动（如采用液压泵及液压马达系统来实现） ，就能成为变速器。3）向复合式行星齿轮传动发展。近年来，国外将蜗杆传动、螺旋齿轮传动、圆锥齿轮传动与行星齿轮传动组合使用，构成复合式行星齿轮箱。其高速级用前述各种定轴类型传动，低速级用行星齿轮传动，这样可适用相交轴和交错轴间的传动，可实现大传动比和大转矩输出等不同用途，充分利用各类型传动的特点，克服各自的弱点，以适应市场上多样化需要。4）向少齿差行星齿轮传动方向发展。这类传动主要用于大传动比、小功率传动。1.2 SOLIDWORKS 行星齿轮的选题分析及设计内容本设计以本设计基于 Solidworks 便于交互及强大的二维、三维绘图功能。先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用SOLIDWORKS 模块实现装配中零部件的装配、运动学仿真等功能。 行星齿轮减速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用 Solidworks 自带的模块， ，模拟真实环境中的工作状况进行运动仿真，对元件进行运动分析。 减速器作为独立的驱动元部件，由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用 Solidworks 工具来实现这一过程，不仅能完善上述工作， ，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度加快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用 Solidworks 参数化建模动态仿真。1.3 主要的工作内容1. 设计计算部分：分析行星齿轮机构传动方案；并通过计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。2. 工程仿真分析部分：本论文利用三维软件 Solidworks 对行星轮减速器进行三维建模，并完成与整机的装配；利用 Solidworks 减速器机构模型进行全局运动仿真，对内外啮合齿轮传动进行运动学分析。 第 2 章 NGW 型行星轮减速器方案确定NGW 型行星齿轮减速器的工作过程和结构2.1 机构简图的确定减速器传动比 i=5.4,故属于 1 级 NGW 型行星传动系统。查渐开线行星齿轮传动设计书表 4-1 确定=2 或 3。从提高传动装置承载力，pn减小尺寸和重量出发，取=3。pn计算系统自由度 W=3*3-2*3-2=12.2 周转轮系部分的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为 2Z-X、3Z 和 Z-X-F 三大类(其中 Z中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如 NGW 型、 NW 型、 NN 型、WW 型、ZUWGW 型、 NGWN 型、 N 型等（其中 N内啮合，W外啮合，G公用齿轮，ZU锥齿轮） 。其传动类型与传动特点如表 1-1。2.3 NGW 型行星轮减速器方案确定NGW 行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但 NGW 性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。表表 1-11-1 行星齿轮传动的类型与传动特点行星齿轮传动的类型与传动特点传 动 类 型传 动 特 性类组性机构简图传动比范围传动比推荐值传递功率KW应用特点NGW1.13 13.7= ibaX2.7 9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好2Z-X负号机构NW150= ibaX525不限7iaXb时，径向尺寸比 NGW型小，可推荐采用 工作制度不限NN1700一个行星轮时=30ibXa100 三个行星轮时30ibXa40可用于短时、间断性工作制动力传动转臂 X为从动时，当， 大i于某值后，机构自锁3Z负号机 构NGWN500=20ibae100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差 当 a 轮从动时，达到某值i后机构会自锁，即0bea2.4 行星轮系中各轮齿数的确定在行星轮系中，各齿轮齿数的选配需满足下述四个条件。现以图 2-4 所示的行星轮系为例，说明如下：图 2-4 行星轮系参考图图中，太阳轮 1，齿数为，分度圆半径为；行星轮 2，齿数为，分度圆半径1z1r2z为；内齿圈 3，齿轮为，分度圆半径为。2r3z3r（1）保证实现给定的传动比根据上面的行星轮系图示，通过机械原理知识可以知道，因，故1311/Hizz 311/1Hzzi（2）保证满足同心条件要行星轮系能正常回转，其三个基本构件的回转轴线必须在同一直线上。因此，对于图示的行星轮系来说，必须满足下式312rrr当采用标准渐开线直齿齿轮传动或等变位齿轮传动时，上式变为或3122rrr3122zzz（3）保证安装均布条件为使各个行星轮都能够正确均布地安装在太阳轮和内齿之间，行星轮的数目与各轮之间齿数必须满足一定的关系，否则将会因行星轮与太阳轮轮齿的干涉不能正确装配（图 2-4 所示） 。下面就对为了使行星轮能均布且正确装配，行星轮个数 k 与各轮齿数之间应满足的关系进行分析。（4）保证满足邻接条件对于标准齿轮传动：1222sin(180 / )2()oarrkrh m式中，m 为模数，为齿顶高系数。ah以上式子说明的是在选择各齿轮的齿数与行星轮个数时，所必需满足的条件。第 3 章 NGW 型行星减速器结构设计3.1 基本参数要求与选择基本参数要求与选择3.1.1 基本参数要求电动机功率：3KW 总传动比：5.4 工作时间：15 年（每年按 300 天计算，每天工作为 12 小时）3.1.2 电动机的选择根据工作功率与要求选择电动机为：YB2S-6各项参数为：额定功率：P=3KW 转速： n=960r/min 工作效率：=83% 3.2 方案设计方案设计3.2.1 机构简图图 2-4机构简图设计图中，太阳轮 1，齿数为，分度圆半径为；行星轮 2，齿数为，分度圆半径1z1r2z为；内齿圈 3，齿轮为，分度圆半径为。2r3z3r遵循以上原则, 通过配齿计算, 确定该两级 NGW 行星齿轮减速机的主要参数见表1。各级齿轮采用相同的材料及热处理工艺, 精度 6 级。表 1 主要设计参数表齿数传动比太阳轮20行星轮34第一级内齿轮885.4减速器的传动比为 5.4， NGW 行星轮部分3.2.2 齿形及精度因属于低速运动，采用压力角=20 的直齿轮传动，精度等级为 6 级。3.2.3 齿轮材料及性能高速机太阳轮和行星轮采用硬齿面，以提高承载能力，减低尺寸，内齿轮用软齿面（便于切齿，并使道具不致迅速磨损变钝） 。高速级部分采用软齿面。两级材料分别如表 3-1。疲劳极限 Hlim 和 Flim 查书【1】图 10-20（c） 、 （d） ，10-21（d） 、 （e）选取，行星轮的 Flim 是乘以 0.7 后的数值。表表 3-13-1 齿轮材料及性能齿轮材料及性能齿轮材料热处理Hlim(N/mm )2Flim(N/mm )2加工精度太阳轮375行星轮20CrMnTi20CrMnTi渗碳淬火HRC58621400267.56 级内齿轮40Cr40Cr调质HB2622866502757 级3.3 齿轮的计算与校核3.3.1 配齿数表 1 主要设计参数表齿数传动比太阳轮20行星轮34第一级内齿轮885.43.3.2 初步计算齿轮主要参数（1 1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械基础P322表 1410，小齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度 236HBS；大齿轮选用 45 号钢，正火处理，硬度为 190HBS。 精度等级初选减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据机械设计学基础P145表57，初选 8 级精度。（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮）按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：123112.32 ()EHdKT uZdu 确定载荷系数 K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计学基础P147表58，得 K 的范围为 1.41.6， 取 K1.5。接触疲劳许用应力 limimHNHmPZS）接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图 530 中的 MQ 取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得 45 钢的调质处理后的极限应力为=600MPa , =560MPa lim1Hlim2H）接触疲劳寿命系数 ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按 300 天，每天工作 28 小时，故 th=(3001028)=48000h N1=60466.798148000=1.344109 9812N1.344 10N = 3.2076 10i4.19查机械设计学基础P151图 531，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=1.02 ZN2=1.15) 接触疲劳强度的最小安全系数 SHmin查机械设计学基础P151表 510，得 SHmin1 ）计算接触疲劳许用应力。HP将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 lim111min600 1.026121HNpHZMPaMPaSlim222min560 1.156441HNpHZMPaMPaS）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础P326表 1412，得到齿宽系数的范围为 0.81.1。取。1d ）计算小齿轮直径 d1 由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得21pp1p23213311189.81.5 92.45 105.4 12.32()2.3258.4mm61215.4EHdZKT udmmu 圆周速度 v111576 58.41.7598/60 100060 1000n dvm s查机械设计学基础P145表 57，v13L6101STY试验齿轮应力修正系数按所给区域图取FlimFlim2aY.relT太阳轮齿根圆角敏感系数查【5】图 6-350.96cY.relT行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图 6-350.97TYrel齿根表面形状系数，查【5】图 6-354 . 2ZR1.045limFS最小安全系数按高可靠度，查【5】表 6-81.6 太阳轮： 弯曲应力基本值：a0F 。=a0F 。2.Fa/9 .105)25. 117/(172. 057. 184. 27 .685b/mmNmYYYYFaSaat（3-13）弯曲应力： =.Y =aFp。aF.limSTYNTYaFY.relaTY.relX2470.25N/mm1/1.61.0450.961237.5（3-14）故, 弯曲强度通过FaaFp。 行星轮 =./bm=103.79N/mmcF0。tFcFY. acsaY.YY1.25)1/(170.721.722.54685.72 =./ =cFp。Flim.cSTYSTYNTYaY.relTTYrellimFS2332.60N/mm1/1.61.0450.9712262.5=.cF。cF0。AKVKFKFKFPK=2N/mm4.5179.31154.011.015.219.7103故,弯曲强度通过cF。cFp。（2）内啮合 齿轮接触疲劳强度、仍用【5】式（6-19） 、 （6-20） 、 （6-21）计算，其中与外啮合取值，不同的HHP参数为 u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11ZNZRZWZH0=.ZHZEZZZuubd1.F1t947. 11947. 11725.367 .685187. 08 .1895 . 2 （3-15）2/879.305mmN2HPHHVAH0Hm388.536N/m1.2011.0651.011.25305.879.K.K.K.KK （3-16）=mmHP/1 .56325. 1111. 197. 093. 005. 103. 1656limlimHNSZZZZZZHXWRVLN2（3-17）故 HHP齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮，计算公式仍为书【5】 （6-34） 、 （6-35）和式 6-36，其中取值与外啮合不同的系数：，=0.683 = 1.02 =1.045 3.22aFY3.81saYYrelTYTYrel=F2.Fa/94.89)25. 117/(1683. 083. 123. 27 .685b/mmNmYYYYFaSaat（3-18）=.cF。F0AKVKFKFKFPK= (3-19)2.59N/mm155.31154.011.015.2194.89=./ =FpFlim.cSTYSTYNTYaY.relTTYrellimFS (3-20)2m468.996N/m1/1.251.0451.0212275故,弯曲强度通过FFp3.4 轴上部件的设计计算与校核3.4.1 轴的计算3.4.1.1 输出轴1.输出轴上的功率eeTP和转矩转速,ne,(为齿轮啮合效率)KWppde383. 298. 0432. 2.mm.3831254 .59383. 295509550NnpTeee2.求齿轮上的力NdTFeet4213875.181383125220tan,1533costantantrFFNFF2.初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3） ，取,于是得100A0mmnPAee2 .344 .59383. 2100d30min轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径d-,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【1】表 14-1，取，则1.3KA （3-mmNTKA.5 .4980623831253 . 1.Teca47）按计算转矩小于联轴器公转转矩条件，查【6】表 11-17，ZL3 弹性柱销齿式联轴caT器d=38，半联轴器长度 L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度 L1=60。3.轴的结构设计 (1）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求-轴端有段需制造出轴肩，故-段，d-=46mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50。半联轴器与轴配合得毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故60mmL1-段的长度应该 L1 略短一些，现取L-=58mm。2）初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承 6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故d-=d-=50mm,而L-=16mm.端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的 6010 轴间高度，h=3,因此选取d-=56。1）取安装齿轮出的轴段-的直径d-=54,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 60mm ,为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 L-=56mm ,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h=6mm,则轴环处的直径d-=64mm 。轴环宽度取 10mm。2）轴承端盖的总宽度为 21mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定),取 L-=30.5。3）取齿轮距箱体的内壁之间的距离 a=10.5,.(2)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表 6-1 查的平键截面,键槽用槽铣刀加工，长度为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良mmh1016b好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为6nH7，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合mmmm508mm1067kH来保证的，此处的直径尺寸公差为 m6。4.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。 ，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为 L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面为H 面，垂直面为V 面。图 3-3 轴的载荷分析图 3mmNTNFNert.383125,77.1515,08.4164F , （3-t2NH1FFNHFtVVFFF2147）, （3-02)21.(1LFLLFtNH48）代入数值可得：NFNH479.15091则截面 C 处的m1924.59N.m.L1FMNH1HmmNdFMere.1402092.,代入数值可得，02F-M-L2)(L1FrENV1LN （3-5 .12502121LLLFMFreNV49）mmNLFMNVV.1594401.11mmNMMMeV.1923114020915944012总弯矩： （3-mmNMMMVH.249923212150） （3-mmNMMMVH.193417222251） 5.按弯矩合成应力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（即危险截面 C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，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.60 (3-52)MPaWTMe16.27501 . 0)3831256 . 0(249923)(32221ca前已选定轴的材料为 40Cr,调质处理，由【1】表 15-1 查得，故MPa701 caMPa7013.4.1.2 输入轴1输入轴上的功率、转速、和转矩aPanaT=2.465kw，=960r/min，=8.413N.maPanaT2求作用在齿轮上的力NdTa7 .685/2F1tNFnt6 .249tanFr3. 初步确定轴的最小直径先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr,调质处理根据表【1】式（15-3） ，取,于是得100A0 (3-53)mmnPAa7 .13960456. 2100d3a0min4轴的结构设计按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图 3-4 所示选滚动轴承型号为 ：6005 (单位为 mm)124725dTD联轴器处键槽： 3266dTD 4018dababl，32,22bcbcld12,25cdcdld6,30dedeld 16,18efefld20fgl24,24ghghld3.4.1.3 滚动轴承的寿命校核1求轴向力与径向力的比值根据【1】表 13-5 ,满足寿命要求。25. 15104104 . 512300153.4.2 行星架设计因为单臂式行星架结构简单，可容纳较多的行星轮，所以选择单臂式行星架。轴与孔之见采用过盈配合（） ，用温差装配，配合长度为 1.5d-2.5d 范围内取，取配合u7H7长度为 20mm。取左端与齿轮轴配合长度为 20mm,孔与轴之间采用间隙配合。基本几何参数如图 3-7 所示（三） 、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核根据轴承型号 30307 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：NCor82500 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：NFFFNdFFFVrreVraereVr53.24147.21645847.21619421312106458106882106121NFFFNFFFNFFFNFFHrVrrHrVrrHrteHrteHr98.60249.55253.24183.69951.66547.21649.55251.665121851.66512181941068810610622222222212121121求两轴承的计算轴向力21aaFF 和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y 由设计手册查得为 1.9，因此可以估算：YFFrd2NYFFNYFFrdrd36.3179 . 198.60233.3689 . 183.6992211则轴有向右窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被1236.62936.317312ddaeFFF放松NFFFFFdadaea36.31736.62936.3173122221求轴承当量动载荷21PP和 查设计手册知 e=0.31eFFeFFrara53. 098.60236.31789. 083.69936.6292211查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1 9 . 1, 4 . 011YX轴承 2 9 . 1, 4 . 011YX因轴承运转中有轻微冲击,查课本表 13-6 得 则1 . 1, 2 . 10 . 1ppff取NFYFXfPNFYFXfParparp9 .159136.3179 . 198.6024 . 01 . 13 .162336.6299 . 183.6994 . 01 . 12222211111 验算轴承寿命因为,所以按轴承 1 的受力大小验算21PP hhLhPCnL310616127517273 .16237520067.46660106010hLh1440002430020选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核根据轴承型号 30306 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为：NCor63000 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：NFFFNdFFFVrreVraereVr91.34609.9043709.901931 .752989143710291291121NFFFNFFFNFFFNFFHrVrrHrVrrHrteHrteHr24.70617.61591.34617.55683.54809.9017.61583.548116483.548116419391102919122222222212121121求两轴承的计算轴向力21aaFF 和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y 由设计手册查得为 1.9，因此可以估算：YFFrd2NYFFNYFFrdrd71.3719 . 124.70672.2929 . 117.5562211则轴有向左窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被1271.66971.371298ddaeFFF放松NFFNFFFdadaea71.37171.66971.3712982221求轴承当量动载荷21PP和 查设计手册知 e=0.31eFFeFFrara53. 024.70671.37120. 117.55671.6692211查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承 1 9 . 1, 4 . 011YX轴承 2 9 . 1, 4 . 011YX因轴承运转中有轻微冲击,查课本表 13-6 得 则1 . 1, 2 . 10 . 1ppff取NFYFXfPNFYFXfParparp62.108771.3719 . 124.7064 . 01 . 141.164471.6699 . 117.5564 . 01 . 12222211111 验算轴承寿命因为,所以按轴承 1 的受力大小验算21PP hhLhPCnL31061634.1949917841.16445900013060106010hLh1440002430020选择轴承满足寿命要求.3.5 键的选择与校核3.5.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为 A 型圆头普通平键，其材料为 45 钢，在带轮1 上键的尺寸如下表所示：轴键键槽宽度 b深度极限偏差一般键联结轴 t毂1t半径r公称直径d公称尺寸bh公称尺寸b轴N9毂9sJ公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.403.5.2 键的校核3.6.2.1 键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图 5-6 键剪切受力图键的剪切受力图如图 3-6 所示，其中 b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩 T=55 N m ，由键的剪切强度条件：aMPA （其中 D 为带轮轮毂直径） （5-1）2 TblD =10 M30 （结构合理）3332 558 1025 1055 10aPaMP3.6.2.2 键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）bsaMP图 5-7 键挤压受力图由 （5-2）SFAbl =2000 N3368 1025 1010 10sF 又有 （5-3）bsFbsbsA8 结构合理33200025 1010 10bsaMPbs3.6 联轴器的选择联轴器的计算转矩，查课本表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取2TKTaca，则3 . 1akmmNTKTaca.113646874203 . 12按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 HL1 型弹性caT柱销联轴器，其公称转矩为 160000N.mm。半联轴器的孔径 =24mmd（6）润滑与密封）润滑与密封 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于 10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为 1m/s 2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。3.7 箱体尺寸及附件的设计采用 HT250 铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距 a=154.5mm，取整 160mm 总长度 L：3530Lamm总宽度 B： 2.72.7 160432Bamm总高度 H： 2.42.4 160384Hamm箱座壁厚：，未满足要求，0.02510.025 160 158ammmm 0.025a18 直接取 8 mm箱盖壁厚：，未满足要求，110.0210.02 160 14.28ammmm 10.02a18 直接取 8mm 箱座凸缘厚度 b： =1.5*8=12 mmb1.5箱盖凸缘厚度 b1： =1.5*8=12mm11b1.5箱座底凸缘厚度 b2：=2.5*8=20 mm2b2.5箱座肋厚 m：=0.85*8=6.8 mmm0.85箱盖肋厚 m1：=0.85*8=6.8mm11m0.85扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径 D2：高速轴上的轴承： 2DdmmD高3+5 62+5 692 低速轴上的轴承： 2DdmmD低3+5 68+5 8108轴承旁螺栓间距 s：高速轴上的轴承： 2SD 92mm高=低速轴上的轴承： 2SD 108mm低轴承旁凸台半径 R1： 1RC216mm箱体外壁至轴承座端面距离： 1l1lC1+C2+mm（510）18+16+842地脚螺钉直径： fdfd0.036a+120.036 160+1217.76mm地脚螺钉数量 n：因为 a=160mm250mm，所以 n=4 轴承旁螺栓直径： 1d1fdd0.75 17.7613.32mm0. 75 凸缘联接螺栓直径： ,取10mm2d2fdd8.88 10.656()mm（0. 50. 6）2d凸缘联接螺栓间距 L：， 取 L100mmL150200轴承盖螺钉直径与数量 n：高速轴上的轴承：d3=6, n43d 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径：,取 d46mm4d4fd0.30.4d5.328mm7. 104检查孔盖螺钉数量 n：因为 a=160mm3050 ，取 40mm 444箱体内壁至箱底距离： 20mm0h0h减速器中心高 H： ，取 H185mm。a240249HR +h4020 184.5mm2箱盖外壁圆弧直径 R： a21249RR +108mm2142. 5箱体内壁至轴承座孔外端面距离 L1： 1LC1+C2+（510）8+18+16+850m m箱体内壁轴向距离 L2： 212Lb +2mm12+2 1032两侧轴承座孔外端面间距离 L3： 321LL +2L322 50mm 1322 2、附件的设计、附件的设计（1 1）检查孔和盖板）检查孔和盖板查机械基础P440表 204，取检查孔及其盖板的尺寸为：A115，160，210，260，360,460，取 A115mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4为 M6，数目 n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2 2）通气器）通气器选用结构简单的通气螺塞，由机械基础P441表 205，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3 3）油面指示器）油面指示器 由机械基础P482附录 31，取油标的尺寸为：视孔 mmd20mmD34mmd221mmd323mmH16A 形密封圈规格mmmm55. 325（4 4）放油螺塞）放油螺塞螺塞的材料使用 Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由机械基础P442表 206，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5 5）定位销）定位销 定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。62dd0.8 108mm0. 8 12+1224，取 L25mm。1Lb+b（6 6）起盖螺钉）起盖螺钉起盖螺钉 10mm，两个，长度 L箱盖凸缘厚度 b1=12mm，取 L15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用 35 钢制造，热处理。（7 7）起吊装置）起吊装置箱盖上方安装两个吊环螺钉，查机械基础P468附录 13，取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：d（D）d1(max)D1（公称）d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l(公称)a(max)b（max）D2（公称min）h2(公称 min)41162.510132.5箱座凸缘的下方铸出吊钩，查机械基础P444表 207 得，B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2 =0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm44第 4 章 SOLIDWORKS 的建模与运动仿真4.1 建模软件的介绍目前中国市场的常见的三维 CAD 产品主要包括 CATIA、PRO/E、UG NX、Solidworks、Inventor、Solid Edge、CAXA、Solid3000 等产品。每个产品都有着自己的发展历史和特点，在设计功能、模块设置、操作方法、以及外围产品等方面各有千秋。其中 Solidworks、PRO/E、UG NX 已经成为目前市场上的主流三维 CAD 产品。由于 SolidWorks 操作简单、方便，在同类产品中性价比更优。与其它各种三维软件兼容性好且具有高端三维机械设计软件类似的功能，而且功能强大技术创新和易学易用是 SolidWorks 的三大主要特点，使得 SolidWorks 成为全球装机量最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的 SolidWorks 软件使用许可约 28 万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、医疗器械、娱乐工业、日用品/消费品、离散制造等分布于全球 100 多个国家的约 3 万 1 千家企业。本论文利用SolidWorks软件强大的建模功能，以某阀门主减速器内两级行星齿轮传动机构为例，构建了行星齿轮机构模型，结合SolidWorks内嵌的Motion软件完成了其运动仿真。本论文先利用SolidWorks对行星轮系的各个零部件进行建模，然后对各个零部件进行装配，然后通过motion对其进行模拟仿真。对其各项数据进行研究分析。另外在齿轮建模的过程中，需要利用到CAXA这款软件，通过CAXA软件建立渐开线齿廓，能够更为准确的建立齿轮模型，能够防止在行星齿轮机构的装配中出现干涉的情况。4.2 行星齿轮机构的建模4.2.1 对行星齿轮的建模在 SolidWorks 中对渐开线齿轮进行建模时，时常会发生误差，从而对齿轮的后续装配产生影响，虽然目前有许多种齿轮的建模方法，基于方便的原则，本文采用了在CAXA 中进行齿轮建模，然后转入到 SolidWorks 中，这样能够很好的保证齿轮的轮廓为45渐开线齿轮。点击保存，保存为.dwg 格式，保存名称为输入齿轮轴。创建 3 个行星轮和内齿圈的三维实体模型。图图 1 渐开线生成图渐开线生成图由于渐开线行星齿轮减速器靠齿轮的啮合来传递运动与动力,齿轮的参数化建模最为关键。齿轮齿廓由渐开线、过渡曲线、齿根圆、齿顶圆几部分组成,并不是连续的曲线,所以在绘制过程中也需要这几种曲线的组合。渐开线齿轮这几部分的几何尺寸都是由齿轮的模数 m、齿数 z、变位系数 x 决定的,是独立变量,因此应将 m,z,x 作为驱动尺寸。则渐开线齿轮零件形体尺寸即相关变量可用如下参数化模型表达。分度圆半径（1）12rmz齿根圆半径（2）*1()2ffarrhmzhcx m齿顶圆半径（3）*1()2aaarrhmthxa m齿根过渡圆角半径（4）*/(1 sin)fpc ma式中,m 为模数;z 为齿数; 为标准齿形角;为齿顶高系数,正常齿取 1.0,短齿取 0.8;为*ah*c顶隙系数,正常齿取 0.25,短齿取 0.3;x 为变位系数;为齿顶高变动系数;分度圆上的展角taniiaa通过起点为 y 轴上的象限点绘制渐开线,这时 y 轴与齿轮渐开线的镜像中心夹角46为为 1/ 2 齿厚的夹角。将坐标旋转 tan-+ ,然后以 y 轴为镜像,2iz 2中心(图 1) ,进行镜像,这样轮齿的两条渐开线绘毕。将渐开线按其与齿顶圆、齿根圆的交点进行修剪并在齿顶圆与齿根圆上画出它们与渐开线的交点之间的两段圆弧,使其组成封闭曲线,再拉伸至相应宽度,这样,一个轮齿就绘制好了。圆形阵列上述特征,齿轮的三维参数化造型就完成了。依照上述过程,可以编制出齿轮绘制程序。画出的齿轮造型如图 2。图图 2 齿轮造型图齿轮造型图（5）选择插入凸台/基体旋转凸台/基体，弹出对话框，对草图进行旋转拉伸。4.2.2 行星齿轮其他部件的建模行星齿轮的建模与输入齿轮轴的齿轮方法相同，通过 CAXA 软件生成渐开线齿廓，然后转入到 SolidWorks 中，建立行星齿轮模型。基本方法与输入齿轮轴相同。对于其他各个部件的建模与输入齿轮轴的建模类似，通过旋转、拉伸、扫描获得。行星齿轮和箱体中的内齿轮轮廓依然用 CAXA 软件生成，然后将其转到 SolidWorks 中，进行建模，其他的尺寸要求进行模拟根据具体要求进行建模。在此就不进行详细的概述。其他零件图一次方法一一设计，其中包括行星轮、太阳轮、系杆的零件建模见图 347行星轮 太阳轮 图图 3 各零件实体模型各零件实体模型484.3 行星齿轮机构的虚拟装配行星齿轮传动机构的装配对于图 5 所示的 2K - H 行星齿轮传动,装配要满足以下约束:太阳轮 1 和内齿圈 3 的轴线和行星架 H 的轴线重合;行星轮沿圆周均匀分布并保证与太阳轮 1 和内齿圈 3 正确啮合而不发生错位现象;各轮齿数的选择必须确保实现所给定的传动比。装配前太阳轮和内齿圈相对位置的初始化当行星齿轮为偶数时,太阳轮和内齿圈齿沟中线应调整到图 5 所示位置;当行星齿轮为奇数时,太阳轮齿沟和内齿圈齿厚中线应调整到图 5 所示位置。 图图 5 行星齿轮传动机构位置行星齿轮传动机构位置（1）固定外齿圈，分别将太阳轮，内齿圈与外齿圈设为同心配合。（2）调整太阳轮，当行星轮数目为奇数时，太阳轮和内齿圈的齿槽中线应处于共线位置；当行星轮数为偶数时，太阳轮齿槽中线和内齿圈的齿厚中线应处于共线位置。（3）导入行星轮，每一行星轮应与行星架上对应行星轴同心配合。当行星轮齿数为奇数时，行星轮的齿厚中线和内齿圈的齿槽中线应处于共线位置，太阳轮齿厚中线和行星轮的齿厚中线共线。而当行星轮齿数为偶数时，行星轮的齿对称线与太阳轮和内齿圈的齿槽中线应共线。第 1 个行星齿轮在太阳轮和内齿圈经初始化调整后。 即可在图 3 所示位置 装入第 1 个行星齿轮。第 2 个行星齿轮如图 3 所示 , 将第 1 个行星齿轮转至位置 ,在位置 可装入第 2 个行星齿轮 , 轮系各轮转角为49太阳轮转角: （4-1）212bapazNz内齿圈转角: （4-2）0n第 1 个行星齿轮自转角： （4-3）1283aPczNz 式中 Np 行星齿轮的个数Za 太阳轮的齿数Zc 行星齿轮的齿数Zb 内齿圈的齿数 第 3 个行星齿轮的装配将第 1 个行星齿轮转至位置,此时,第 2 个行星齿轮转至位置,在位置可装入第 3 个行星齿轮。轮系各轮转角同上。 在满足装配约束条件下,按照上述装配方法,对行星齿轮传动机构进行虚拟装配。其装配实体模型见图 6。 图图 6行星齿轮传动的虚拟装配模型行星齿轮传动的虚拟装配模型501：行星轮 12：行星轮 23：行星轮 3在行星齿轮减速器的设计中,应该特别注意结构布置的合理性。因为结构布置如果不合理 ,将会直接造成载荷分配的不均匀。从而使设备达不到原设计效果。曾经我们有过失败的教训 ,某减速器太阳轮轴心线与其它轴不在同一水平面水平面上 ,用螺钉将内齿圈固定在箱体上。这样设计不仅装配比较困难 ,同时由于螺钉固定无法保证径向尺寸 ,使主轴下沉 ,这样直接影响了载荷分配 ,在空转试车时就有比较明显的噪音 ,而且接触不良。后来进行了改造 ,将主轴和其它轴放在同一水平面上 ,刚度也适当加强收到明显效果 ,噪音减小运转平稳。（1） 新建一个装配零件图;并且插入箱体零件和一个行星齿轮。（2） 新建基准轴，基准轴参考实体为装配体的右视基准面和上师基准面；记为基准轴 1。（3） 新建基准面，基准面参考实体为基准轴 1 和右基准面旋转角度为 120 度；记为基准面 1。（4） 新建基准面，基准面参考实体为基准轴 1 和右基准面旋转角度为 240 度；记为基准面 2。（5） 选择箱体 1，右击箱体，选择浮动。对箱体进行配合。步骤 选择箱体基准轴 1 和装配体 1 中的基准轴 1 选择重合按钮； 选择箱体右视基准面和装配体右视基准面 选择重合按钮。（6） 选择箱体 1，右击箱体，选择固定。（7） 插入零部件行星齿轮，打开配合按键，配合后如图 4.3。步骤： 选择行星齿轮基准轴 1 和装配体的右视基准面，选择重合按钮；51 选择基准轴 1 和行星齿轮的基准轴 1，选择距离按钮，输入距离 36； 选择行星齿轮基准面 1 和装配体中的右视基准面，选择重合按钮； 选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。图 4.3 行星齿轮与箱体的配合（8）.再次插入零部件行星齿轮，打开配合按钮。步骤： 选择行星齿轮基准轴 1 和装配体基准面 1，选择重合按钮； 选择基准轴 1 和行星齿轮的基准轴 1，选择距离按钮，输入距离 36； 选择行星齿轮基准面 1 和装配体中的基准面 1，选择重合按钮； 选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。如图 4.3。（9）再次插入零部件行星齿轮，打开配合按钮，进行配合，配合完成后再此插入一个行星齿轮，步骤与下面的步骤基本相同，除了步骤（1）中与行星齿轮基准轴配合的是装配体基准面 3，其他步骤相同。步骤：52 选择行星齿轮基准轴 1 和装配体基准面 2，选择重合按钮； 选择基准轴 1 和行星齿轮的基准轴 1，选择距离按钮，输入距离 36； 选择行星齿轮基准面 1 和装配体中的基准面 2，选择重合按钮； 选择行星齿轮的端面和箱体内齿轮的端面，选择重合按钮。如图 4.3。（10）打开干涉按钮，计算是否发生干涉；若发生干涉，检查干涉放生在哪里，并进行修改。（11）插入输入齿轮轴，打开配合按钮，配合后如图 4.4。步骤： 选择输入齿轮轴的基准轴和装配体的基准轴，选择重合按钮； 选择行星齿轮基准面和输入齿轮轴的基准面 3，选择重合按钮； 选择行星齿轮端面和输入齿轮轴齿轮端面，选择重合按钮。图 4.4 行星齿轮与输入齿轮轴的配合（12）打开干涉按钮，计算是否发生干涉；若发生干涉，检查干涉放生在哪里，并进行修改。53（13）右击箱体，选择隐藏零部件。（14）插入小轴，打开配合按钮，配合后如图 4.5。 步骤： 选择行星齿轮中心孔面和小轴的外圆柱面，选择同轴心按钮； 选择行星齿轮端面和小轴的端面，选择重合。图 4.5 小轴与行星齿轮的配合（15）再次插入两个小轴，分别装入另外两个行星齿轮中，配合方式与步骤 14 相同。（16）插入零件调整垫，打开配合按钮。步骤： 选择调整垫的中心孔面和小轴的外圆柱面，选择同轴心按钮； 选择行星齿轮端面和调整垫的端面，选择重合。（17）再次插入两个调整垫，分别装入另外两个小轴中，配合方式与步骤 16 相同。（18）插入零件转盘，打开配合按钮，配合完成后如图 4.6。54图 4.6 转盘与小轴的配合步骤： 选择转盘前视基准面和装配体的右视基准面，选择重合按钮； 选择转盘右视基准面和装配体的上视基准面，选择重合按钮； 选择转盘基准轴 3 和装配体的右视基准面，选择重合按钮。（19）打开工具选项，选择插件栏，点击 Slidworks Toolbox 和 Slidworks Toolbox Browser 最后单击确定。（20）打开设计库，选择 Toolbox 中的 GB垫圈和挡圈平垫圈，选择小垫圈-A级 GB/T848-1985，设置属性大小为 M12。步骤： 选择垫圈的基准轴和小周的基准轴，选择重合按钮： 选择垫圈的端面和转盘的端面，选择重合按钮。（21）继续打开设计库，重新选择两个垫片，配合在另外两个小轴上，属性和装配步骤与步骤 20 相同（22）打开设计库，选择 Toolbox 中的 GB螺母六角螺母，选择六角薄螺母55GB/T6172.1-2000，设置属性大小为 M12，螺纹线显示为简化模式，打开配合按钮。步骤： 选择六角螺母的基准轴和小轴的基准轴，选择重合按钮； 选择六角螺母的端面和按片的端面，选择重合按钮。（23）继续打开设计库，重新选择两个六角螺母，配合的部件是另外两个小轴，属性大小与步骤 20 相同，配合步骤与步骤 20 相同。（24）插入零部件输出齿轮轴，移动齿轮轴至合适位置，打开配合按钮。步骤： 选择输出齿轮轴基准轴和装配体基准轴，选择重合按钮； 选择输出齿轮轴键槽底面和转盘键槽底部，选择平行按钮。（25）打开设计库，选择 Toolbox 中的 GB销和键平行键，选择普通平键GB109679，设置属性大小为 8，长度 28，类型 A，打开配合按钮，配合完成后如图4.7。完成后再次选择一个相同的并行健，装入输出轴的另外一个键槽之中，装配的基本步骤与之前的相同。步骤： 选择输出齿轮轴键槽底面和键槽顶面，选择重合按钮； 选择输出齿轮轴键槽圆柱面和键槽圆柱面，选择重合按钮； 选择输出齿轮轴键槽侧端面和键槽侧端面，选择重合按钮。56图 4.7 输出齿轮轴与普通平键的配合（26）打开配合按钮，选择转盘的顶面和输出齿轮轴台阶端面，选择重合按钮。（28）插入零部件端盖，移动至合适位置，打开配合按钮,如图 4.9。图 4.9 端盖的装配步骤： 选择端盖外圆柱面和箱体外圆柱面，选择同心按钮；57 选择端盖拉伸切除内圆柱面和箱体 M8 螺纹孔，选择同心按钮； 选择端盖最内里的端面和铜套端面，选择重合按钮。（32）打开设计库，选择 Toolbox 中的 GB销和键平行键，选择普通平键GB109679，设置属性大小为 6，长度 28，类型 A，打开配合按钮，配合步骤与第 23步的步骤相同。（33）将除了三个行星齿轮、输入齿轮轴和箱体，将其他零件隐藏。打开配合设计树，找到步骤 7 中的装配（1） 、 （3） ，步骤 8 中的装配（1） 、 （3） ，步骤 9 中的装配（1） 、 （3） ，步骤 11 中的（2） 。删除这些配合，然后打开配合按钮，进行齿轮配合。步骤： 选择机械配合中的齿轮按钮，选择要配合的实体，选择行星齿轮的内孔和输入齿轮轴的外圆柱，输入齿轮比率为 18:30,选择反转框，如图 4.11。图 4.11 行星齿轮与输入齿轮轴的齿轮配合 再次对另外两个行星齿轮进行同样的配合方法。 选择机械配合中的齿轮按钮，选择要配合的实体，选择行星齿轮的内孔和箱体的外圆柱，输入齿轮比率为 18:66，选择反转框，如图 4.12。58图 4.12 箱体与行星齿轮的齿轮配合 再次对另外两个行星齿轮进行同样的配合方法。 右击箱体，选择隐藏按钮，右击转盘，选择显示按钮，打开配合按钮，选择机械配合中的齿轮按钮，选择转盘中的基准轴 1 和行星齿轮 1 的基准轴，输入齿轮比率为 1:1。（34）右击箱体，选择显示零部件。（35）选择干涉，对零件进行干涉检查，若发生干涉，将要对装配中出现的位置进行检查。在装配的过程中，有的零件重复出现，可以通过阵列的方法装配，例如以上步骤中的步骤 9、15、17、21、23 等，可以通过阵列的方式进行装配。阵列出来的零件需要进行配合定位。在装配过程中的说明：（1）在进行干涉检查的时候，会发现螺钉与螺孔的装配和小轴与螺母的装配有干涉提示，这是由于螺钉与螺孔的装配不像现实转配不同，所以这个干涉可以忽略。（2）在装配的过程中，O 型橡胶密封圈由于其材料为橡胶，所以在实际的装配过程中，是不会发生干涉的，但是在虚拟仿真中，由于不能考虑其弹性功能，在视觉上59会感觉其与输入齿轮轴处于干涉状态，所以这个干涉也可以忽略。（3）在装配的过程中，有些零件如果不能在零件库中打开的话，就要重新建模一个。在装配过程中所需要注意的问题：（1）在对行星齿轮、箱体和输入齿轮轴进行齿轮配合时，要注意齿轮的正反转。（2）在对行星齿轮和箱体、输入齿轮轴进行齿轮配合之后要将第 8 步中的步骤、第 9 步中的步骤、第 11