二齿差活齿减速器虚拟样机设计说明书

优秀本科设计- 1 -目 录摘 要 .3ABSTRACT.41 前言 .71.1 国内外现状研究以及发展前景展望 .71.2 本课题的研究意义和预期研究目标 .81.2.1 本课题的研究意义 .81.2.2 本课题的预期研究目标 .92 活齿传动的基础知识 .102.1 典型活齿传动结构的特点及原理 .102.1.1 套筒活齿传动 .102.1.2 摆动活齿传动 .112.1.3 滚柱活齿传动 .112.1.4 推杆活齿轮传动 .122.1.5 平面滚珠传动 .122.2 活齿传动的传动比的分析方法 .132.2.1 相对角速度法确定传动比 .132.2.2 转角分析法确定传动比 .143 二齿差活齿减速器的设计 .173.1 几何建模环境简介 .173.1.1 三维建模软件 Solidworks 简介 .173.1.2 二维几何建模软件 AutoCAD 的简介 .183.2 二齿差活齿减速器的基本结构 .193.2.1 双相激波器 .193.2.2 活齿轮 .203.2.3 中心轮 .214 二齿差活齿减速器零件的计算校核 .224.1 传动比的计算以及活齿和中心轮的数量的确定 .224.1.1 从动论转向的确定 .224.1.2 活齿齿数与中心轮齿数的确定 .224.2 二齿差活齿传动的基本参数 .224.2.1 基本参数 .224.2.2 电动机的选择 .234.2.3 传动装置运动、动力参数的计算 .234.3 轴的设计计算与校核 .234.3.1 高速轴的设计计算与校核 .234.3.2 低速轴的设计和计算 .275 二齿差减速器在 Solidworks 环境中的实体建模 .315.1 输出轴的三维设计 .315.2 输入轴和轴承的装配 .326 结 论 .34参 考 文 献 .35致 谢 .36优秀本科设计- 2 -1 前言1.1 国内外现状研究以及发展前景展望活齿传动是活齿少齿差行星齿轮传动的简称，又被称为活齿波动传动是一种用来传递两同轴间的回转运动的新型传动方式 1。活齿减速器具有传动比大、传动效率高、转动平稳、体积小、重量轻、噪声小及寿命长等一系列优点。活齿传动最初的结构型式是在 20 世纪 30 年代由德国人提出来的，到了 40 年代，他们就把活齿传动技术应用到汽车的转向机构中了 2。第二次世界大战曾使活齿传动研究一度沉寂下来。50 年代，苏联学者对活齿传动的一种型式“柱塞传动”进行了理论研究，提出了它的运动学和力的计算方法。美国学者提出了推杆活齿减速装置及少齿差减速机，分析了传动原理，对传动比和作用力进行了计算，分析了其传动性能。70 年代，苏美两国积极开发活齿传动的新型式，苏联推出了“正弦滚珠传动” ，美国推出了“无齿齿轮传动技术” ，曾引起各国科技工作者的极大兴趣。英国推出的“滑齿减速器”形成了系列产品，并投入国际市场。到了 80 年代，国际上研究活齿传动更加积极，日本、英国、保加利亚、捷克斯治伐克等国先后公布了一些有关活齿传动的专利和发明。这表明，活齿传动的研究和应用，在国外已经成为行星齿轮研究中相当活跃的领域。后来伴随着新的金属加工工艺和数字加工设备的出现，这种传动形式获得了长足的发展，在有些国家已经形成了系列产品，并在机械、冶金、建筑、采矿等工业部门获得广泛的应用，活齿传动这一技术逐步的走向成熟。到了 21 世纪今天，经过这么多年的研究发展，国外的活齿减速器技术已经相当成熟，技术已经达到了相当高的层次，并已经基本形成了一套技术体系。目前仍在进一步完善之中。与外国相比，出于各种客观原因，我国对活齿传动的研究起步较晚。从 70 年代起，我国的科技工作者才开始注意国外活齿传动的发展，并在条件简陋、资料及资金缺乏的条件下研究活齿传动技术，经十几年的开拓，在理论研究和产品开发方而都取得不少成绩，先后推出多种专利技术。1986 年北航陈仕贤教授提出了推杆活齿针齿减速机，其结构与样机荣获国际大奖。1987 年，周有强教授等人提出了另外一种新的活齿传动结构，摆动活齿减速机并个申报了国家专利。九十年代，江阴东亚减速机厂的严明工程师也提出一种新型结构的活齿传动-移位滚柱减速机，并获得国内和国际大奖。在这些活齿减速机中，推扦活齿减速机和滚柱(钢球)活齿减速机是最早开发出的典型结构，有的活齿减速机形成了工业生产能力，有的还在国际、国内获奖，活齿传动理论研究方面也取得不少成果。然而到目前为止，由于我国活齿传动的研究和开发时间短，基础薄弱，技术人员少且分散，生产经验积累不足，与先进国家相比，总体上仍存在较大差距。经过世界各国机械工程技术人员的不懈努力的开发创新，已经成功研制出以下优秀本科设计- 3 -多种结构形式的活齿传动形式，其中发展比较成熟的有套筒活齿传动，平面滚珠传动，摆动活齿传动，滚柱活齿传动，推杆活齿传动等。从活齿传动诞生至今，已有多位机械专业的学者写了多篇文献,对活齿传动进行了广泛的研究 3-6, 文献3中对摆动活齿减速器的虚拟设计做了一个较为详细的介绍，从各种典型的活齿传动形式到虚拟样机技术的应用，并就基于齿轮啮合原理,对摆动活齿传动的工作原理、特点和传动比进行分析,对齿形进行综合正解,为进一步进行齿廓修形提供了理论基础。建立了摆动活齿减速器虚拟样机模型,完成了虚拟设计和装配,实现了变量化设计。对 Solid Edge 和 ADAMS 之间的模型数据转换进行初步探讨,成功完成二者之间的几何模型转换。文献4中主要研究了摆动活齿传动的参数化仿真、三维造型设计和弹流润滑问题,同时对二齿差活齿传动进行了一些研究对摆动活齿传动机构进行了运动分析,并用“反转法”和“三心定理”推导了摆动活齿传动内齿圈的齿廓方程、摆动活齿的相对角速度方程和相对角加速度方程。然后以这些方程为基础,应用 Visual basic 语言对摆活齿传动进行了仿真分析。研究了摆动活齿传动的各尺寸参数与运动参数之间的关系,分析了各尺寸参数对摆动活齿传动的影响。文献5分别给出了中心轮常用齿形曲线及对应的等效机构;应用等效机构法,推导出齿形综合反解的激波凸轮原始轮廓方程及其等距方程;齿形综合反解实例验证了方法的实用性。文献6则究二齿差齿活齿传动的齿形综合正解:给出了激波凸轮常用曲线及对应的等效机构;应用瞬时等效机构法及转角等距移距直接修形法,推导出齿形综合正解的理论齿形和实际齿形方程式;给出齿形综合正解实例。1.2 本课题的研究意义和预期研究目标二齿差活齿减速器的虚拟样机建模和性能分析是在充分分析当前二齿差活齿传动的结构传动特点和研究现状的前提下，依据当前的硬件技术水平，利用现代化的设计思路和设计理念提出来的。1.2.1 本课题的研究意义随着现代高科技技术的快速发展，现代机械逐步向高速、精密等方向发展，而减速器作为现代机械中的关键传动部件，也随之对其提出了更高的要求。当今世界各国减速器技术发展的总体趋势是小型化、轻量化、高效率和高可靠度的不断升。减速器的设计与制造技术的发展，在一定程度上标志着一个国家的工业水平。因此，开拓和发展减速器技术在我国有着广阔的前景。二齿差活齿传动作为新型的传动形式，具有的优点在这里不再一一赘述，因其特殊的结构特点，使之具有传统齿轮传动形式不可比拟的优越传动性能，在一定的工作条件下，是传统齿轮传动形式理想的替换产品。在设计过程中，由于其复杂要求较高的齿廓曲线，如果参数设计不合理，会引起各种各样的问题，比如会引起活齿与中心轮的的啮合质量差，系统的传递效率低下等。在常规的设计方法下，其结构参数的设计和计算较为复杂，并且难以得出最优方案 7。虚拟样机设计技术的应用可以很好的解决这些不足之处，在二优秀本科设计- 4 -齿差活齿的研究设计中具有重要意义，不仅可以缩短开发周期，节省研发费用，方便的修改参数，还可以对在设计出物理样机之前对虚拟样机做出故障诊断。1.2.2 本课题的预期研究目标本课题提出二齿差活齿减速器的虚拟样机设计，将充分发挥虚拟样机设计的强大优势，并进行相关的校核和仿真分析，最终得出最优方案。（1） 基于三维模型设计软件，进行有关结构的设计和参数计算，实现实体建模和参数优化设计，并完成减速器的虚拟装配。（2）按照设计的尺寸，对活齿传动的输入轴和输出轴进行校核。优秀本科设计- 5 -2 活齿传动的基础知识2.1 典型活齿传动结构的特点及原理经过世界各国机械工程技术人员的不懈努力的开发创新，已经成功研制出以下多种结构形式的活齿传动形式，其中发展比较成熟的有套筒活齿传动，平面滚珠传动，摆动活齿传动，滚柱活齿传动，推杆活齿传动，活齿针轮传动 8。2.1.1 套筒活齿传动图 2.1 套筒活齿传动的结构模型和传动原理图图 2.1 为套筒活齿传动的结构模型以及原理图 9。它的基本组成包括激波器，中心轮和活齿轮，其中激波器是由双偏心套，转臂轴承和外齿圈组成，双偏心套与输入轴固联，双偏心套外轮廓上套装转臂轴承，转臂轴承外环上套装激波环与套筒活齿外圆柱面接触。活齿轮是由上面带有均布柱销的活齿架和套装在柱销上的一组套筒所组成。套筒活齿的内圆柱面与活齿架上均布柱销的外圆柱面啮合，外圆柱面与转臂轴承外环啮合。中心轮是具有包络曲线齿形的内齿轮，用圆柱销固定在机座上。套筒活齿传动啮合副由三个高副组成，三格高副是其突出的结构特征。套筒活齿传动的传动原理：当它作为减速器使用的时候，假设中心轮不动，驱动力输入后，输入轴带动激波器以等角速度 H顺时针转动，激波器靠径向尺寸变化的外轮廓，推动套筒活齿运动，套筒活齿外圆柱面与固定中心轮内凹齿形曲面啮合滚转，带动与套筒活齿内圆柱面啮合的柱销运动，柱销又通过活齿架带动输出轴以等角速度 G逆时针减速转动。与此同时，与中心轮非工作齿形接触的诸套筒活齿受活齿架上柱销的反推作用，顺序地返回工作起始位置。优秀本科设计- 6 -2.1.2 摆动活齿传动图 2.2 摆动活齿传动的结构模型和传动原理图图 2.2 是摆动活齿传动的结构模型和传动原理图。摆动活齿传动由激波器，活齿轮和中心轮三个基本构件组成。激波器的结构形式由双偏心套，深沟球轴承以及激波环组成。活齿轮由活齿架及一组摆动活齿组成，摆动活齿与活齿架上的均布柱销组成转动副，活齿架与输出轴固联。中心轮是一个具有包络曲线的内齿圈，它与机座转动副连接或固联。传动原理：输入驱动力，轴带动激波器以等角速度顺时针转动，激波器轮廓曲线通过与摆动活齿内侧滚柱组成高副，推动摆动活齿绕转动中心转动，迫使摆动活齿外侧滚柱与中心轮齿廓啮合，推动中心轮以等角速度顺时针转动，如果中心轮固定，则摆动活齿外侧滚柱与中心轮齿形啮合的同时，通过转动副推动活齿轮以等角速度逆时针转动。2.1.3 滚柱活齿传动图 2.3 滚柱活齿传动的结构模型和传动原理图图 2.3 为滚柱活齿传动的结构模型和传动原理 10。它是由激波器，活齿轮和中心轮三个基本构件组成。滚柱活齿传动与推杆活齿传动的激波器结构完全相同，不同的是活齿轮推杆活齿由滚柱活齿所代替，活齿架变成了薄壁筒，中心轮的齿形不优秀本科设计- 7 -能自由选定，是滚柱活齿圆族的包络曲线，所以不能设计成针轮的结构。其传动原理：驱动力输入后输入轴带动激波器旋转，激波器半径变化的轮廓曲线产生径向推力，迫使与中心轮固定工作齿形接触的诸活齿，在沿活齿架径向导槽移动的同时，沿着中心轮工作齿廓滑滚，并通过活齿架的径向导槽推动活齿轮以等角速度逆时针转动，于是滚柱活齿传动完成了转速变换运动。2.1.4 推杆活齿轮传动图 2.4 推杆针轮活齿传动的结构模型及传动原理图图 2.4 为推杆活齿传动的结构模型以及传动原理图。推杆针轮活齿传动由激波器，活齿轮和中心轮组成。其中激波器是由偏心套，圆柱滚子轴承组成。活齿轮是由活齿架以及径向导槽中的导槽中的推杆活齿组成，活齿轮与输出轴固联。中心轮是由针轮及针齿壳组成，中心轮与机座固联。其传动原理：输入轴带动激波器以等角速度逆时针转动，激波器的偏心量迫使活齿轮径向导槽中的个推杆活齿依次作径向外移，因推杆活齿与针齿套相互接触时，当推杆做径向移动时，由于受到活齿套的约束，从而使推杆活齿带动活齿轮作圆周运动，由于输出轴与活齿轮固联，所以获得减速的运动。2.1.5 平面滚珠传动图 2.5 平面钢球传动的结构模型图优秀本科设计- 8 -图 2.5 为平面钢球传动的结构模型。机座的左轴承上装有主动轴，右轴承上装有与保持架固联的从动轴，与主动轴固联的面向保持架的端面上具有波数为 z1封闭槽，与机座固联的定盘面向保持架的端面具有波数为 z2 的封闭槽，再两个盘相互交错的区域内，装有循环钢球，保持架与循环钢球有数量相等的径向槽。其传动原理：如上图 a 所示，钢球 5 与动盘 3 升程槽面接触情况，主动轴带动动盘 3 以等角速度1 逆时针转动，动盘 3 上的封闭槽在 z1 推动循环钢球 5 沿保持架 6 的径向槽移动，同时循环钢球 5 受定盘 7 上的封闭槽 z2 的约束，反推保持架 6 以等角速度 2 顺时针转动，于是平面钢球传动完成了转速变换运动。2.2 活齿传动的传动比的分析方法活齿传动的传动比定义为激波器，活齿轮，中心论三个基本构件中的任意两构件之间的角速度之比。按照惯例，用 i 来表示传动比，上标和下标表示相应构件的运行状态。2.2.1 相对角速度法确定传动比相对角速度法是一种应用相对运动原理，将其中某个部位固定，使其转化为转化机构，借助有关定轴轮系的结论确定传动比的一种方法。假设激波器 H，中心轮 K 和活齿轮 G 的角速度分别为 H K G,设其方向均为顺时针方向。现在给整个活齿传动加一个与激波器 H 角速度大小相等，方向相反的附加角速度。依据相对运动原理，这并不影响活齿传动中任意两构件之间的相对运动关系。这样，激波器 H 可以视为固定不动，该活齿传动就转化为没有行星轮的转化机构。在转化机构中，三个基本件相对于激波器 H 的角速度为 , , 。转化机构中HKG各构件的角速度的关系如下：= H H=0， = G H, = K H。 K（2.1）在转化机构中，任意的两构建的传动比，可以用定轴轮系传动比公式计算，所以活齿轮 G 和中心轮 K 的传动比可表示为（2.2） GKHGzi由上式得HGKHGKii1（2.3）上述式子被称为活齿传动基本构件角速度关系式，表示激波器 H，活齿轮 G，中心轮K 间的运动关系。应用该式子可以比较方便的求出当三个构件中任一构件固定时，其他两构件间的传动比。优秀本科设计- 9 -下面仅就中心轮固定时的情况进行演示计算。当中心轮固定 K（ K=0）时，可以得到激波器 H 主动，活齿轮 G 从动的传动比KHGi或者活齿轮 G 主动，激波器从动的传动比KGi,其结果如下: KGKHziGKGHzi （2.4）活齿轮传动的转向用其主从动件转向相同或相反来表示，它与活齿轮 G 的齿数Gz中心轮 K 的齿数 Kz和由固定件所确定的传动型式有关。通常用基本件的相对运动关系来判别。根据相对运动原理，对于活齿传动中绕主轴线转动或平行于主轴线转动的三个基本构件的转速和传动比，可以表示成BCAii1（2.6）式中，角标 ABC 可以代表活齿传动中任意三个基本构件。该式子为计算活齿传动的传动比通用方程式。2.2.2 转角分析法确定传动比因为转动件的角速度 与转角 的关系为 ，所以根据传动比的定义，dt活齿传动任意两基本构件间的传动比，可表示为两构件间的转角比。如当中心轮 K固定，激波器 H 主动，活齿轮 G 从动的传动比可表示为 （2.7）KGKHKKi式中 分别为激波器 H活齿轮 G 相对于固定坐标系的转角。通过分析三个基KHG本构件的转角 及他们之间的关系来确定活齿传动传动比的方法称“转K角分析法” 。(1)中心轮 K 固定 中心轮齿数 大于活齿轮齿数 ，激波器 H 以等角速度 顺时针转动，转过zGzH= ， 角等于外圈 K 的 1/2 个齿所对的圆心角，即 = ，活齿推动活HG Gkz齿轮 G 顺时针方向转过 = 角，将转角 代入传动比方程式得到GkzGH（2.8）GkkGHzzi 1优秀本科设计- 10 -式子中，传动比为负号表示主动件激波器 H 和从动件活齿轮 G 的转向相反。当外圈的齿数 小于活齿轮齿数 时，激波器 H 以等角速度 顺时针转动KZGZH角度时，活齿推动活齿轮的 G 转过了 = ，传动比GH kz（2.9）GKKHzi 1式中，传动比为为正号表示主动件激波器 H 和从动件 G 的转向相同。（2)活齿轮固定 活齿轮 G 固定，激波器 H 主动，中心轮 K 从动。中心轮齿数 大于活齿轮齿数 时，设主动件激波器 H 以等角速度 顺时针kzGz H转动，当激波器 H 转过 ,活齿推动中心轮 K 顺时针转 角度。此时传 Kz动比为：（2.10）kKHGzi式中，传动比为正号表示主动件激波器 H 和从动件中心轮 K 转向相同。当中心轮齿数 小于活齿数 ，激波器 H 以等角速度 顺时针转动时，激波KzGzH器 H 转过 ，活齿推动中心轮 K 顺时针转 角，传动比为： Kz（2.11）KHGKzi(3)激波器 H 固定激波器 H 固定后，活齿传动演化为内啮合定轴齿轮副，当活齿 G 顺指针转过角度 = ,中心轮 K 顺时针转过角度 = + ,传动比：Gkkz（2.12）1kKGHi由内啮合齿轮副的传动特点所决定，活齿轮和中心轮无论哪个为主动件，它们的转向总是相同的，与齿数无关。综上所述，用“转角分析法”确定活齿传动的传动比，可得到如下结论：中心轮 K 固定 传动比 GKHzi优秀本科设计- 11 -主从动件转向 相同KzG相同z28.84mm+28.84 (0.030.05 )mm=29.70mm30.28mm取 dmin=30mm。(4) 结构设计 轴承部件的结构设计 轴承机构的初步设计及构想如图 3.3 所示，结合活齿减速器的结构特点，减速器的外壳采用垂直剖分的结构。按照传动的特点，轴承采用如下的结构模式。按轴上零件的安装顺序，从最小直径开始设计。图 3.3 输入轴的设计图 轴段的轴径和长度计算轴段基本不承受轴向力，所以其上可以安装一个滚珠轴承，其轴承代号为6006，查表得知轴承内径为 d=30mm，外径 D=55mm，宽度 B=13mm，内圈定位轴肩直径da=36mm，外圈定位轴肩内径 Da=49mm，可以初步确定该段轴的直径 d130mm。至于长度的选取为了便于散热，以及安装和润滑的方便初步选定为 l1=26mm。 轴段的轴径和长度计算轴承上安装激波器，为了便于激波器的安装，d 2应略大于 d1，而且该轴段还要安装一个滚珠轴承，查表可知可选取轴承代号为 6207 的轴承，该轴承的基本尺寸如下，轴承内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度 B=17mm，内圈定位轴肩直径 da=42mm，优秀本科设计- 20 -外圈定位轴肩内径 Da=65mm。可以初步确定轴的直径 d2=35mm。为了保证激波器的尺寸 40mm 宽度，可以初步确定轴段的长度为 l2=65mm。 轴段的轴径和长度计算轴肩为滚动轴承提供定位，其半径不应高于滚球轴承的内圈的上部。其轴肩高度范围为（0.070.1）d 2=2.453.5mm,并且轴段上还需要安装一个毡圈，同时为了便于毡圈的选取，确定该段轴的直径 d4=40mm，选取的毡圈的型号为 35 JB/ZQ 46061997 基本尺寸如下，毡圈内径 d=34mm，毡圈外径 D=49mm，毡圈的厚度b=7mm，安装毡圈的槽的尺寸如下，槽的外径 D0=48mm，内径 d0=36mm，宽度 b0=6mm。为了保证轴的匀称性并且照顾到外壳的尺寸，轴段长可以为 l3=15mm。 轴段的设计轴段上需要安装一个将结构。通常，轴肩两侧的轴段直径相同，确定该段轴的直径 d4=35mm，同时为了便于与电动机的配合，这里选取轴段得长度 l4=25mm。 （轴上倒角均为 1mm）（5） 键连接激波器与轴段之间需采用键连接，可采用平键。查表可知，依据该轴段的直径尺寸，确定平键的型号为 1040 GB/T 10961990，轴段上的键选取的型号为1022 GN/T 10961990。（6） 轴的受力分析 绘制轴的受力分析图，由于轴承在径向上通常取压力角为 20，在激波器处得圆周力为 径向力为 =2758.69N 其受力分析图NFt4.75920tanrF如下图 3.4 输入轴的受力分析优秀本科设计- 21 - 求支承反力 在水平方向上 FA1= - Fr25.5/70.5= -997.82NFB1= - Fr45/70.5= -1760.87N其中符号表示所示力的方向相反，以下同在垂直方向上FA2= -Ft25.5/70.5= -2741.5NFB2= -Ft45/70.5= -4837.93N故轴承 A 的总支承反力为(3.9)NA4.291721轴承 B 的总支承反力为(3.10)FB.5821 弯矩的计算在水平面上M1=FA145=FB125.5=44902Nmm在垂直面上M2=FA245=FB225.5=123367.5Nmm合成后最大弯矩在 Ft 所在圆的圆心 C 处为(3.11)mN92.138421 绘制弯矩图 ，如上图所示 计算转矩并绘制转矩图 （3.12）nPT64.1329501转矩图如图 3.4 所示（7）校核轴的强度由图可知，激波器中心点 C 处得弯矩较大，而且轴径较小，故该处为危险剖面，其抗弯截面系数为（3.13）3321.407mdW抗扭截面系数为332.841mdWT（3.14）最大弯曲应力为MPaA21.3（3.15）扭剪应力为优秀本科设计- 22 -MPaWT76.15（3.16）按弯矩合成强度进行校核计算 对于单向转动的转轴，转轴按脉动循环处理，故折合系数 =0.6，则当量应力为MPaAe 49.3622（3.17）查表得知，45 钢调制处理后抗拉强度极限 A=650MPa，轴的许用弯曲应力 -1b=60MPa, e PA,故只需要校核轴承 B。由以下公式计算其寿命 hPfCnLpTh 69.1276013（3.20）4.3.2 低速轴的设计和计算（1）已知条件 低速轴传递的功率是 P 2=9kW转速 n 2=120r/min传递的扭矩 T 2=716.25Nm（2）材料的选择因所需要传递的功率不大，以及对重量和结构形式没有特殊要求，由表可查知，优秀本科设计- 23 -选用常用的材料 45 钢，并进行调制处理。（3）轴的最小直径轴的最小直径可由下列公式计算得出 其中 A0可由表查知 A0=106135 取 A0=120 则mnPd60.5129332min （3.21）由于轴的末端需与联轴器连接，这里有键连接，应增大轴径 3%5%之间，所以 d50.60mm+50.60 (0.030.05 )mm=52.12mm53.13mm为了选取键的方便 这里取最小轴径 dmin=54mm。（4）结构设计 轴承部件的结构设计 轴承机构的初步设计及构想如下图所示，结合活齿减速器的结构特点，减速器的外壳采用垂直剖分的结构。按照传动的特点，轴承采用如下的结构模式。按轴上零件的安装顺序，从最小直径开始设计。图 3.5 输出轴的设计图优秀本科设计- 24 - 轴段的设计轴段上需要安装下一级机。由最小轴径可以初步确定该段的直径 d1=54mm，并且其上还有一个通过联轴器与下一级结构连接的键。选择该段的长度 l1=40mm。 轴段的设计该段轴径上需要安装一个毡圈，为了便于毡圈得选取，这里取轴的直径d2=55mm，毡圈得型号为 55JB/ZQ 46061997，其基本尺寸如下，毡圈内径d=53mm， 毡圈外径 D=74mm，毡圈的厚度 b=8mm，安装毡圈的槽的尺寸如下，槽的外径 D0=72mm，内径 d0=56mm，宽度 b0=7mm。为了保证轴的匀称性并且照顾到外壳的尺寸，轴段长可以为 l2=15mm。 轴段的轴径和长度计算轴段上需要安装一个轴承，而且该轴段还要大于轴段，为了便于轴承的选取，其直径初步选为 d3=60mm，轴承的代号为 6212，其基本参数由查表得知轴承内径为 d=60mm，外径 D=110mm，宽度 B=22mm，内圈定位轴肩直径 da=69mm，外圈定位轴肩内径 Da=101mm，由于该轴段只安装一个轴承外，还有一个套筒，为了整体的稳定性，可以选取稍长点的长度，这里暂取 l3=60mm。 轴段的设计计算 轴段需要安装一个轴承，而且该轴段的直径需要大于轴段，因此可以取直径 d4=65mm，选取的轴承的代号为 6213，其基本参数由查表得知轴承内径为d=65mm，外径 D=120mm，宽度 B=23mm，内圈定位轴肩直径 da=74mm，外圈定位轴肩内径 Da=111mm，由于该轴段只需要安装一个轴承，故其长度应略小于轴承的宽度，取 l4=22mm。 轴段的设计计算由于轴段 4 上安装轴承，需要一个过渡来与轴段 6 接触，否则轴承的运转会出现问题，这里取轴段 5 的半径为 =33.5mm，轴段 5 仅是一个过渡作用，所以长度不5r需要过长，这里取 =2mm。l轴段的设计计算对于轴段，这里取 =11.5mm， =37.5mm， =3mm，其中最左端的空腔应该能6l8r9l容下输入轴的左端部分，所以取其半径 =25.8mm，从左数第二个空腔需要安装输入6轴左端安装的轴承，所以依据轴承的外径取 =27.5mm，轴段的长度应大于所安装7r轴承的厚度，这里取 =16mm， =76.5mm，对于轴段7l9r， =12.5mm， =95mm， =120mm， 。8l10r1m512优秀本科设计- 25 -（5） 键连接联轴器与轴段之间的键采用 A 型普通平键连接，由表查知键的型号是键1656 GB/T 10961990。（6） 轴的受力分析由于轴承的分布情况，轴不受弯矩的影响，在轴的自身重力不计的情况下，轴承不需要校核，轴承的寿命也不要校核。轴的强度校核也没有必要，因为轴的设计的时候，就是依据给定的功率和转速设计出来的（7）校核键连接的强度输入轴的左端的键连接处的挤压应力为（3.22）MPahldTP 64键、轴的材料均为钢，查表可知 =125-150MPa,满足强度要求。P优秀本科设计- 26 -5 二齿差减速器在 Solidworks 环境中的实体建模软件 Solidworks 完成最主要的功能就是创建实体模型 20。应用该软件的零件的模块，可以方便的设计出各种结构复杂，形态各异的零件。Solidworks 对零件的设计，主要是通过拉伸凸台基体、拉伸切除、旋转凸台基体、旋转切除等命令塑造零件。利用 Solidworks 建立实体模型的基本步骤如下： 1、选择参考平面;2、在参考平面上绘制草图；3、利用各种命令绘制实体；4、对需要修改的部位进行进一步的编辑。同样，对于装配体的组装，Solidworks 足有强大的装配能力，可以利用配合中的各种命令对零件间的各种位置关系进行限定，按照一定的关系装配在一起 21。 5.1 输出轴的三维设计（1）在 Solidworks 的起始页中，点击 “新建” ，在弹出的选项卡中，选择“零件” ，单击“确定” ，在该模式下进行输出轴的三维设计。（2）点击“草图绘制” ，按照左边弹出的提示选择参考平面，点击“直线”命令，绘制出输出轴的正面投影一半视图，可以按照设计的尺寸逐步回执，也可以先绘制出大体形状，后利用智能尺寸，逐一修改为设定的尺寸值。（3）草图绘制完成后，点击“退出草图” ，然后点击“特征”按钮，点击“旋转凸台基体”按钮，在绘制出的轴的半侧的选择按钮，选择轴的中心线作为旋转轴线，半剖面作为旋转地所选轮廓，然后单机“完成” ，旋转出没有孔，没有键槽的轴。（4）点击左边的“草图绘制” ，选择轴的左端面为参考平面，然后点击右边“草图绘制” ，在轴的左端的平面上出绘制出轴端面的一条半径，点击“退出草图” 。（5）点击“插入” ，选择“参考几何体”中的“基准面” ，在左侧的选项栏中选择“垂直于曲线” ，点击刚刚绘制的直线，出现了新建的参考平面。点击该基准面边框，选择其为操作平面，点击“直线”命令，绘制出该段圆柱曲面的一条母线，分别点击“圆”和“直线”命令，按照选定的键的尺寸，绘制出键槽的投影曲线形状，删掉轮廓线内部的曲线，点击“退出草图” ，回到特征操作界面，点击“拉伸切除” ，选择刚才回执的键槽形状投影，设定需要拉伸的深度，点击“完成” ，绘制出键槽。（6）点击左侧的“草图绘制” ，点击轴的右端面，点击右边的“绘制草图”命令，依据设定的螺丝的尺寸，以轴的中心线与右端面的交点为中心点，以螺孔的中心线到轴的中心线的距离为半径，绘制出螺孔中心点所在的圆，然后分隔 60 度绘制一个圆孔，共绘制出 6 个螺孔的形状，点击 “退出草图” ，回到“特征”选项界面，点击“拉伸切除” ，按照设计好的螺孔深度，选定正确的方向,点击“完成” 。绘制出优秀本科设计- 27 -的零件的形状如下:图 3.7 输出轴的三维设计模型5.2 输入轴和轴承的装配（1）在 Solidworks 的起始页中，点击 “新建” ，在弹出的选项卡中，选择“装配体” ，单击“确定” ，在该模式下进行输出轴的三维设计。（2）点击“浏览” ，在文件坐在的文件夹中选择输入轴，把输入轴调入装配的操作界面。点击“插入” ，在标准件库里，选择选定好的尺寸的标准深沟球轴承，调入操作界面，单击鼠标左键放到界面适当的位置。（3）单击“配合”按钮，在左侧的选项中选择中的“同轴心”按钮，然后分别点击轴承的内圈内曲面和与其配合的轴段的曲面，单击“完成” ，这样操作之后，轴和轴承的位置变成了同轴的状态。（4）点击“配合”选项中的“重合”按钮，然后分别点击轴承内圈的侧面和所要配合的轴段其相邻轴段的侧面，点击“完成” ，这样，一个轴承和轴的配合装配完毕。（5）至于另外一个轴承，也采用同样的方法处理，这样两个轴承的安装就完成了。配合好的装配图如下：图 3.8 输出轴与其上轴承装配图同样，总体零件配合的装配过