基于ProE的齿轮—蜗杆减速器设计结构设计.doc

基于Pro/E的齿轮蜗杆减速器设计结构设计0 文献综述0.1 本论文的背景及意义齿轮传动是机械传动最重要的传动方式之一,其具有传动效率高、传动比稳定、结构紧凑、寿命较高等优点。因此齿轮传动形式多样，应用广泛1。但是齿轮传动的制造和安装精度要求高，价格相对于较贵，且不宜于传动距离过大的场合。蜗杆传动是指空间交错的两轴间（通常为90）传递运动和动力的传动机构。蜗杆传动具有传动比大、零件数目少、结构紧凑、冲击载荷小、传动平稳、噪声低、具有自锁性等特点1。但是蜗杆传动效率低，制造相对于困难。齿轮蜗杆减速器最大的特点是在获得较高传动比的情况下尽量使结构紧凑，其传动比范围一般为15480，如此大的传动比是其它减速器不可比拟的。0.2 国内外相关技术的研究现状与发展趋势0.2.1 CAD技术的现状和发展概况计算机辅助设计是利用计算机与图形输出设备帮助设计人员进行设计工作。简称CAD（Computer Aided Design）。现代CAD技术被人们认知为在复杂的大系统环境下，支持产品自动化设计的设计理论和方法、设计坏境、设计工具各相关技术的总称。CAD技术在产品设计中有着普通手工设计中不可替代特点，将CAD技术充分运用到产品设计与开发研究中能降低劳动强度，提高设计质量，缩短设计周期，更能有效的避免或降低了在手工设计中容易出现的“三现象”错、漏、缺。CAD系统还能在市场营销中发挥其重要作用，主要体现在易于实现方案优化、产品报价等一系列项目投标服务，因此在各大企业中应用十分频繁2。上世纪50年代具有简单的工程绘图输出能力第一台计算机绘图系统在美国诞生，这就是早期的计算机辅助设计技术，处于研究和开发阶段。60年代初期在计算机辅助设计中出现了曲面片技术，接着出现了在企业中有一定运用的计算机绘图、输出设备。70年代，完整的计算机辅助设计得到发展，CAD技术取得了较大的突破，后期出现了光栅扫描显示器，将图形显示效果提高到新的台阶，往后出现了方便易用的鼠标、图形输入板等形式多样的图形输入设备，技术的发展促进了CAD技术一步步得到完善。80年代，随着技术的不断革新超大规模集成电路出现，微处理器和存储器件已经开始运用到CAD技术里，工程工作站问世更是将CAD技术带入到中小型企业，使得CAD技术得到了推广和普及。通过对CAD技术的发展认识可总结为CAD技术经历了由二维平面绘图技术到曲面造型技术，由曲面造型技术到实体造型技术，由实体造型技术到参数化造型技术，由参数化造型技术到变量化技术的四次技术革命。当然技术的更新，不可能就此停步，因为人类对更便捷、更简单、更实用、更人性化的追求，CAD技术也将始终往更强大、更完善的方向发展4。西方发达国家在上世纪50年代就开始把CAD技术引入各行各业，由于起步早、经验丰富。如今，国外CAD软件众多，如比较优秀的有Pro/Engineer、CATIA、UG、Solidworks、AutoCAD等5。在我国对CAD技术的研究起步较晚，发展还比较滞后，80年代左右对CAD技术的各项研究才开始，但是为了适应时代的发展，社会的进步，我国一些高校和研发机构吸收国外先进技术，通过消化创新和二次开发6。目前我国开发出一些中端的CAD软件，比如北航华正的CAXA、开目公司的KMCAD、中望CAD、浩辰CAD等，由于起步晚，技术落后，我国的CAD技术与国外还是有相当大的差距。目前在国内企业里常见的也是Pro/Engineer、CATIA、UG、Solidworks、AutoCAD等世界主流的CAD软件7。目前，CAD技术已在电子和电气、科学研究、机械设计 、软件开发、机器人、服装业、出版业、工厂自动化、建筑、计算机艺术等各个领域得到广泛应用8。Pro/Engineer软件是美国参数技术公司（PTC公司）旗舰产品，它作为最为常见的CAD/CAM/CAE系统之一。其内容涵盖了从产品基本概念设计到生产加工成产品的全部内容，包括了概念设计、造型设计、分析计算、动态仿真、加工过程仿真及工程图输出等功能9。在设计中运用Pro/Engineer软件使设计工作实现集成化、网络化和智能化10。0.2.2 参数化设计的现状和发展概况参数化设计是CAD技术发展到中后期出现的一种革新技术，它主要指参数化图元和参数化修改引擎，其工作过程是把绘制的图元信息以参数的形式保存起来，通过参数化修改引擎来修改图元的每一个参数生成新的图元达到修改图形的目的。CAD技术发展到变量化设计以后出现了参数化，因此可以总结为参数化设计是由变量化设计延伸而来的，CAD技术发展中期美国麻省理工学院Gossard教授提出了变量化设计的思想。起初在CAD技术中变量化设计思想并未得到重视。直到1987年美国的PTC公司推出了集参数化、变量化、特征设计以一体的Pro/Engineer软件，人们才真正意识到变量化设计的重要性，接着变量化设计成了新的CAD技术标准11。80年代初，针对CAD/CAM集成的需求，特征和特征造型的研究起步，由于各种特征是从具体应用中抽象、总结出来的，所以参数化设计是特征应用的一个重要前提。80年代中后期，美国的PTC和SDRC等公司都开发出了以特征为对象的特征造型系统(PRO/ENGINEER和I-DEAS)。这些系统都能在一定范围内实现对特征的参数设计。从此参数化设计正式走上了“舞台”。Pro/Engineer作为参数化设计的鼻祖，其在业界的市场份额也逐渐增大，后来UG和CATIA两个传统的软件也紧随Pro/Engineer之后加入了参数化设计的功能，目前在传统的制造业中两个软件占据的市场份额依旧较大12。我国在参数化方面的技术相对来说比较落后，也没有较优秀的软件，现阶段主要是对国外比较优秀的软件进行汉化和二次开发。目前国内外主流的参数化设计软件有Pro/Engineer、UGNX和CATIA13。 1 引言随着科学技术的不断进步，社会的日新月异，传统的制造业正向数字化、参数化、全球化发展。本论文是基于Pro/E的齿轮蜗杆减速器设计，运用AutoCAD和Pro/Engineer对减速器进行计算机辅助设计，内容包括传动装置总体设计，传动参数的计算选择，电动机的选择，运动参数计算，齿轮的传动设计，蜗杆蜗轮传动设计，齿轮、蜗杆、蜗轮的基本尺寸确定，高速轴、中间轴、低速轴的尺寸设计与校核，各轴承的选择和校核，减速器箱体的结构设计，减速器各附件的选择，减速器的润滑和密封方式的选择，运用Pro/Engineer对设计好的减速器各零件三维建模，对减速器进行装配仿真及运动仿真，并运用AutoCAD绘制减速器装配图和主要零件图等。2 传动方案的分析根据工作原理的不同，传动可以认为机械传动和带传动两类，机械传动又分为摩擦传动、啮合传动、液力传动和气力传动。本文涉及到的主要是啮合传动，常见的啮合传动有齿轮传动、蜗杆传动和链传动等。以下对各传动方式进行简单分析。（1）斜齿轮传动斜齿轮传动效率高、平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。所以本设计中将斜齿轮传动布置在高速级。（2）蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率较低，适用于速度中等和中、小功率的场合。所以本设计将蜗杆传动布置在低速级。（3）链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以本设计将链式传动布置在最后。本文研究的链式输送机传动装置为齿轮-蜗杆减速器。该传动方案将斜齿轮布置在高速级，将蜗杆传动布置在低速级，将链传动布置在最后，这样满足在需要很大传动比的同时尽量使减速器结构紧凑，同时传递效率也较单纯的蜗杆传动有了很大的提升，这样的传动方案相对也比较合理。传动方案如图2.1所示。图2.1 齿轮-蜗杆减速器传动方案Fig.2.1 Gear - worm transmission scheme3 电动机的选择3.1 工作参数（1）输送链牵引力F=4000N；（2）输送链速度v=0.15m/s；（3）输送链轮齿数z=14；（4）输送链节距p=80mm；（5）工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，无粉尘；（6）使用期限 20年；（7）生产批量 20台；（8） 生产条件 中等规模机械厂，可加工68级精度齿轮和78级精度蜗轮；（9）动力来源 电力，三相交流380/220V；（10）检修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。3.2 电动机的选择3.2.1 电动机类型的选择按工作要求选用三相鼠笼式异步电动机(用Y系列电动机)。3.2.2 确定电动机功率（1）工作机所需功率（kW） （3-1） （2）查机械设计课程设计手册第3版表1-7确定各个部分的传动效率联轴器的传动效率 ；斜齿轮的传动效率 ；蜗杆的传动效率 ；轴承的传动效率 。总传动效率 （3-2）（3）工作所需电动机功率 （3-3）因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。根据Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为。3.2.3 确定电动机转速（1）输送链节圆直径 （3-4）（2）链轮的工作转速 （3-5）（3）转速的确定通常，斜齿轮的传动比为，蜗杆的传动比为，总传动比电动机转速的可选范围 （3-6）符合这一范围的同步转速有1000，1500和750,综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机，型号为Y90L-6,额定功率为,转速为910,额定转矩为2.0Nm，电动机参数见表1-1所示。表1-1 电动机参数Tab.1-1 Motor parameters电动机型号额定功率（kW）同步转速/满载转速/()轴升尺寸（）转矩()Y90L-42.0910D=24,E=502.04 传动比的计算分配和运动动力参数计算4.1 计算总传动比用电动机转速比输出转速来确定总传动比，计算公式为 （4-1） 4.2 分配传动装置各级传动比高速级斜齿轮的传动比试取3.8，低速级蜗杆的传动比试取30 （4-2）由于，误差小于5%故可用。4.3 传动装置的运动和动力参数计算（1）高速轴 （4-3） （4-4） （4-5） （2）中间轴 （3）低速轴 5 传动零件的设计和计算5.1 高速级斜齿轮传动的设计计算5.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数等（1）按图2.1所示的传动方案，高速级选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，小齿轮材料用40大齿轮材料用45钢，热处理均为调质处理，且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）初选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为（5）选取螺旋角，初选（6）齿宽系数d=15.1.2 确定齿轮的许用应力根据两齿轮轮齿的齿面硬度，查得两轮的齿面接触疲劳强度极限和齿根弯曲疲劳强度极限分别为5.1.3 按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式 （5-1）（1）确定公式内各值1）选取（为载荷系数）。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，。4）小齿轮传递的转矩。5）计算应力循环系数。 （5-2） （5-3）6）由机械设计第八版图10-19取7）计算接触疲劳许用应力取失效效率为1%，安全系数为1，即 （5-4） （5-5） （2）计算1）将以上数据代入式（5-1）得小齿分度圆 2）计算圆周速度 （5-6）3）计算齿宽及 4）计算纵向重合度。 （5-7） 5）计算载荷系数。查机械设计第八版表10-2，选取使用系数，根据，7级精度等级查机械设计第八版表10-8得动载系数，利用插值法查机械设计第八版表10-4得，由机械设计第八版图10-13选取，查机械设计第八版表10-3得，故动载系数为 （5-8） 6）按实际载荷校正所算得的分度圆直径 （5-9） 7）计算 （5-10）5.1.4 按齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核公式为 （5-11）（1）确定各参数1）确定载荷系数 2）根据纵向重合度=1.586，确定螺旋角影响系数=0.88。3）计算当量齿数 （5-12） 4）确定齿形系数通过插值法查机械设计第八版表10-5得：，。5）确定应力校正系数通过插值法查机械设计第八版表10-5得：=1.5689，=1.7732。6）确定弯曲疲劳寿命系数查机械设计第八版表10-18表得：=0.85，=0.88。7）计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳许用应力计算公式为 （5-13）取弯曲疲劳安全系数S=1.4，代入式（5-13），得 8）计算大小齿轮的，并加以比较 对计算结果比较取=（2）计算将以上数据代入式（5-11）得 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直径，来计算应有齿数。 （5-14）取，则，取87。5.1.5 斜齿轮几何尺寸的计算（1）计算中心距 （5-15）将中心距圆整为71mm。（2）按圆整的中心距修正螺旋角 （5-16）因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算分度圆直径1）小齿轮直径 （5-17）2）大齿轮直径 （4）计算齿轮宽度 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。5.2 低速级蜗杆传动的设计计算5.2.1 选择蜗杆的传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。5.2.2 选择材料考虑到蜗杆传动的效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。为了节约金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.2.3 按齿面接触疲劳强度设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距 （5-18）（1）确定公式内各值1）确定作用在蜗轮上的转矩按=1，则=0.7计算，2）确定载荷系数因工作载荷稳定，故取载荷分布不均匀系数=1，查机械设计第八版表11-5取使用系数=1，由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数，则： （5-19） 3）确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值，查机械设计第八版图11-18得=2.9。5）确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，查机械设计第八版表11-7得蜗轮的基本许用应力=268MPa应力循环次数 寿命系数 则 = （2）计算将以上数据代入式（5-18）得 取中心距=160mm，因=30，从而取模数=8mm，蜗杆分度圆直径=80mm，这时，接触系数,因此以上计算可用。（3）蜗杆蜗轮的主要参数1）蜗杆轴向齿距;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆导程角;蜗杆轴向齿厚.2）蜗轮蜗轮齿数;变位系数;验算传动比,这时传动比误差为，是允许的。蜗轮分度圆直径 ;蜗轮喉圆直径 ;蜗轮齿根圆直径 ;蜗轮咽喉母圆半径 .5.2.4 按齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度校核公式为 （5-20）（1）确定各参数1）当量齿数。2）根据,可确定齿形系数。3）螺旋角系数 。4) 许用弯曲应力 ,。5) 寿命系数 （2）计算将以上数据代入式（5-20）得 满足弯曲疲劳强度要求。5.2.5 验算效率=（0.950.96） （5-21）已知；与相对滑动速度有关。 （5-22）用插入法求得，代入式（5-43）得=0.96=0.71 大于原估计值，所以不必重算。5.2.6 精度等级和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 100891988。5.2.7 热平衡计算蜗杆传动由于效率低，所以工作的发热量大。在闭式传动中如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以必须对蜗杆传动进行热平衡计算。在即定条件下，保持正常工作温度所需要的散热面积S（单位为）为， （5-23）式中：箱体表面的散热系数，取。蜗杆传递功率，为KW。油的工作温度，一般限制在。周围空气温度，常温条件下取。将以上数据代入式（5-23）得 传动中心距为 （5-24） 散热面积为 （5-25）由于，故蜗杆的热平衡满足。6 轴的设计计算和校核6.1 初步计算轴径（1）轴的材料选用常用的45钢，由于高速轴小齿轮与轴做成一体，故高速轴的材料选用40，其它两轴选用45钢。（2）当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径，计算公式为： （） （6-1）将各轴的功率和转速代入式（6-1）得，6.2 轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和结构尺寸。轴的结构主要取决与以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件和类型、尺寸、数量以及和轴的连接方式；载荷的类型、大小和方向；轴的加工工艺等。在轴的结构设计中主要解决以下几个问题：拟定轴上零件的装配方案；确定轴上零件的定位；确定各段轴直径和长度；提高轴的强度的常用措施；改进轴的结构工艺等。6.2.1 高速轴的结构设计（1）确定轴的最小轴径和选择联轴器高速轴最小轴径处应该是动力输入处，也就是安装联轴器处，由于，为了选择合适联轴器故最小直径取16mm，为了补偿两轴的相对位移选择挠性联轴器，本设计中选择梅花形弹性联轴器。通过公式计算转矩。取1.5，T=10.054，则 （6-2） 通过计算选择的联轴器为。（2）轴的结构设计高速轴上小齿轮分度圆直径比较小，故将小齿轮与轴连成一体，做成齿轮轴。1）拟定轴上的装配方案套筒、挡油环、轴承、左端盖、联轴器，从轴的左端向右安装，而挡油环、轴承、挡油环从轴的的右端向左安装。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的稳定固定，要求段长度应小于半联轴器的长度，故取的长度为40mm。为了满足半联轴器的固定要求，同时为了为粘圈密封，取20mm，段的轴伸处取20mm，端盖的宽度由结构决定，取19.6mm，同时又为了满足轴承的定位，段后部分取3.77mm。故段的长度为43.77mm。为了选择滚动轴承和满足轴的放大要求，轴承选取30205，取25mm，段长度由减速器的结构确定，通过草图，取段长度为50.48mm。段由小齿轮齿宽确定，故段长应取35mm，直径由小齿轮齿顶圆确定。为了满足选择轴承，轴承选取30205，取25mm，长度由减速器结构和选择的轴承确定，取段长度为40.48mm。为了满足安装挡油环，取20mm，段长度取12mm。轴端倒角取，各轴肩处圆角半径取1mm。（3）高速轴的结构与装配。高速轴的结构与装配图如图6.1所示。6.2.2 中间轴的结构设计（1）确定轴的最小轴径中间轴最小轴径处应该是与大齿轮连接处，由于，考虑到大齿轮的安装，故最小直径取25mm。图6.1 高速轴的结构与装配图Fig.6.1 High speed shaft structure and assembly（2）轴的结构设计1）拟定轴上的装配方案挡油环、轴承、挡油环、大齿轮，从轴的左端向右安装，而挡油环、轴承、垫片、轴承、挡油环从轴的的右端向左安装。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足大齿轮的稳定固定，要求段长度应小于齿轮的宽度，故取的长度为28mm。为了满足齿轮的固定要求，同时为了选择轴承，轴承选择6006，取30mm，段的长度由结构决定，取61.5mm。为了满足轴的放大要求， 分别取36mm，44mm，60.8mm， ，段长度由结构决定，见图6.2。段长应与蜗杆宽度决定取96mm，直径由蜗杆齿顶圆确定。为了满足轴的放大要求， 分别取60.8mm，44mm，36mm，段长度由结构决定，见图6.2。轴承选取32306，为了满足选择的轴承，取30mm，长度由结构和选择的轴承宽度确定，段长度为75mm。轴端倒角取，各轴肩处圆角半径取1.6mm。（3）中间轴的结构与装配。中间轴的结构与装配图如图6.2所示。图6.2 中间轴的结构与装配图Fig.6.2 Intermediate shaft structure and assembly6.2.3 低速轴的结构设计（1）确定轴的最小轴径和选择联轴器低速轴最小轴径处应该是动力输出处，也就是安装联轴器处，由于，考虑到要选取联轴器，故最小直径取55mm，为了补偿两轴的相对位移选择挠性联轴器，本设计中选择梅花形弹性联轴器。取1.5，T=740.783，代入式（6-2）得 选择的联轴器为。（2）轴的结构设计1）拟定轴上的装配方案挡油环、轴承、左端盖、，从轴的左端向右安装，而蜗轮、挡油环、轴承、右端盖从轴的的右端向左安装。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的稳定固定，要求段长度应小于半联轴器的长度，故取的长度为110mm。为了满足半联轴器的定位，同时为了为粘圈密封，取65mm，段的轴伸处取20mm，端盖的宽度由结构决定，取36mm，同时又为了满足轴承的定位，段后部分取4.25mm。故段的长度为60.25mm。轴承选取30214，为了满足选取轴承的安装，取70mm，段长度由结构和蜗轮定位决定，取段长度为50mm。段长由蜗轮轮毂确定，为了很好的定位蜗轮，段长应比蜗轮轮毂小一点，蜗轮轮毂宽为96mm，故段长应取94mm，直径选取=80mm。为了满足蜗轮定位，取90mm，长度由结构确定，取10mm。轴承选取30214，为了满足选取轴承安装，取70mm，为了轴承安装方便长度取22mm，为了满足设计的结构要求，段另一部分取16mm，故段总长38mm。轴端倒角取，各轴肩处圆角半径取2mm。（3）低速轴的结构与装配。低速轴的结构与装配图如图6.3所示。图 6.3 低速轴的结构与装配图Fig.6.3 Low speed shaft structure and assembly6.3 轴的弯扭合成强度计算通过轴的结构设计，确定了轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及载荷和支反力作用的位置。然后通过求得的各力，通过弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。轴的强度条件校核从以下几个步骤进行：（1）做出轴的计算简图（2）做出弯矩图（3）做出扭矩图（4）校核轴的强度弯扭合成强度条件为： （6-3）式中：轴的计算应力，取；轴所受的弯矩，；轴所受的扭矩，；轴的抗弯截面系数，；对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。 减速器运动简图如图6.4所示。图6.4 减速器运动简图Fig.6.4 Reducer movement diagram6.3.1 高速轴的弯扭合成强度计算（1）计算轴上各力高速轴的受力简图如图6.5所示，根据受力简图，对轴所受的各力计算。已知：，。1）垂直面上通过力的平衡计算 （6-4） （6-5） 2）水平面上通过力的平衡计算 （6-6） （6-7）3）垂直面上的弯矩计算 （6-8） （6-9）4）水平面上的弯矩计算 5）计算合弯矩 （6-10） （6-11）通过计算，可画出高速轴的弯矩图，如图6.5所示。（2）轴的强度校核轴选择的材料为40，轴的许用弯曲应力选取，；轴的抗弯截面系数；代入式（6-3）得 高速轴满足弯扭合成强度条件。图6.5 高速轴的受力分析与弯矩图Fig.6.5 The High speed shaft of stress analysis and bending moment figure6.3.2 中间轴的弯扭合成强度计算（1）计算轴上各力中间轴的受力简图如图6.6所示，根据受力简图，对轴所受的各力计算。已知： ； 1）垂直面上通过力的平衡计算 （6-12） （6-13）2）水平面上通过力的平衡计算 （6-14） （6-15）3）垂直面上的弯矩计算 （6-16） （6-17） （6-18）4）水平面上的弯矩计算 （6-19） （6-20）5）计算合弯矩 通过计算，可画出中间轴的弯矩图，如图6.6所示。（2）轴的强度校核轴选择的材料为45钢，轴的许用弯曲应力选取，；轴的抗弯截面系数；代入式（6-3）得 中间轴满足弯扭合成强度条件。图 6.6 中间轴的受力分析与弯矩图Fig.6.6 The intermediate shaft of stress analysis and bending moment figure6.3.3 低速轴的弯扭合成强度计算（1）计算轴上各力轴的受力简图如图6.7所示，根据受力简图，对轴所受的各力计算。已知：垂直面上通过力的平衡计算 （6-21） （6-22） 水平面上通过力的平衡计算 （6-23） （6-24）垂直面上的弯矩计算 （6-25） （6-26）水平面上的弯矩计算 （6-27）计算合弯矩 通过计算，可画出低速轴的弯矩图，如图6.7所示。（2）轴的强度校核轴选择的材料为45钢，轴的许用弯曲应力选取，；轴的抗弯截面系数；代入式（6-3）得 低速轴满足弯扭合成条件。图6.7 低速轴的受力分析与弯矩图Fig.6.7 The low shaft of stress analysis and bending moment figure7 轴承的寿命计算轴承作为轴上重要的关键的一部分，必须对其进行寿命计算，以便在日后使用中，能及时更换受损轴承。轴承的寿命一般以90%的轴承不发生点蚀破坏前的转数或工作小时来表示，本设计中以轴承的工作小时来表示轴承的寿命。计算公式 （7-1）式中：以小时表示的轴承基本额定寿命，；轴承的转速，；轴轴承的基本额定动载荷，；轴承所受的当量载荷（），；指数，对于球轴承 ，对于滚子轴承。由于减速器的使用寿命是20年，且检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。故轴承的寿命只要大于半年即可，可以在小修中更换轴承。但最好能满足四年或者更长。7.1 高速轴轴承的寿命计算高速轴轴承的受力分析如图7.1所示。图7.1 高速轴轴承的受力分析图Fig.7.1 High speed shaft bearing stress analysis高速轴选用的是圆锥滚子轴承，型号为30205，轴轴承的基本额定动载荷=32.2，。（1）左端轴承只受径向力，则 （7-2） （7-3）代入式（7-1）得 由于减速器的使用寿命是20年，故高速轴的轴承满足使用寿命要求。（2）右端轴承受径向力和轴向力，则 由于，所以X=1，Y=0。即， （7-4）代入式（7-1）得 由于减速器的使用寿命是20年，故高速轴的轴承满足使用寿命要求。7.2 中间轴轴承的寿命计算中间轴轴承的受力分析如图7.2所示。图 7.2 中间轴轴承的受力分析Fig.7.2 Intermediate shaft bearing stress analysis中间轴左端选用的是深沟球轴承，型号为6006，轴轴承的基本额定动载荷=13200，。中间轴右端选用的是并列圆锥滚子轴承，型号为32306，轴轴承的基本额定动载荷=81500，。（1）左端轴承受径向力和轴向力，则 由于，所以X=1，Y=0。即，代入式（7-1）得 由于减速器的使用寿命是20年，故高速轴的轴承满足使用寿命要求。（2）右端轴承受径向力和轴向力，则 由于，所以X=0.4，Y=1.9。即，代入式（7-1）得 由于减速器在两年一次中修，所以在两年中修时候更换此处轴承，这样轴承即可满足减速器的工作要求。7.3 低速轴轴承的寿命计算低速轴轴承的受力分析如图7.3所示。低速轴选用的是圆锥滚子轴承，型号为30214，轴轴承的基本额定动载荷=132000，。（1）左端轴承只受径向力，则，代入式（7-1）得 图 7.3 低速轴轴承的受力分析Fig.7.3 Low shaft bearing stress analysis 由于减速器的使用寿命是20年，故高速轴的轴承满足使用寿命要求。（2）右端轴承受径向力和轴向力，则 由于，所以X=1，Y=0。即，代入式（7-1）得 由于减速器的使用寿命是20年，故低速轴的轴承满足使用寿命要求。8 键的选择和强度校核8.1 键的选择根据轴的直径，选择键。（1）高速轴连接发动机处选择键：GB/T 1096 键 （2）中间轴连接齿轮处选择键：GB/T 1096 键 （3）低速轴连接蜗轮处选择键：GB/T 1096 键 （4）低速轴动力输出处选择键：GB/T 1096 键 8.2 键的强度校核平键连接传递转矩时，普通平键主要失效形式是工作面被压溃。因此只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。普通平键连接的强度条件为： （8-1） 式中：传递的转矩，；键与轮毂键槽的接触高度，；键的工作长度，；轴的直径，；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，。（1）校核高速轴连接电动机处键的强度，取120MPa。代入式（8-1）中得满足键的强度要求。（2）校核中间轴连接齿轮处键的强度，取120MPa。代入式（8-1）中得满足键的强度要求。（3）校核低速轴连接蜗轮处键的强度，取120MPa。代入式（8-1）中得满足键的强度要求。（4）校核低速轴动力输出处键的强度，取120MPa。代入式（8-1）中得满足键的强度要求。9 润滑及密封的选择9.1 润滑方式的选择在摩擦间加入润滑剂不仅可以降低摩擦，减轻磨损，保证零件，而且在循环润滑时，能起到散热降温的作用。同时润滑油膜具有吸振、缓冲的能力。润滑油或润滑脂的供应方式的选择在设计中很重要，因此要根据各部件的转速来选择合适的润滑方式和润滑油、润滑脂的牌号。9.1.1 齿轮润滑方式的选择由于齿轮的圆周速度都小于12m/s，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油齿中进行浸油润滑。浸油深度大于一个齿高，且小于大齿轮分度圆半径的三分之一，及浸油深度为：。由GB/T5903-1995（中负荷工业齿轮油）选取牌号为220，运动粘度为的润滑油进行润滑。9.1.2 蜗杆润滑方式的选择润滑对蜗杆传动来说，具有特别重要的意义。只要一旦润滑不良，传动效率将会明显下降，且会带来剧烈的磨损和产生胶合破坏的危险。对于蜗杆下置式传动装置，浸油深度应为蜗杆的一个齿高，故浸油深度为：由GB/T5903-1995（中负荷工业齿轮油）选取牌号为220，运动粘度为的润滑油进行润滑14。9.1.3轴承润滑方式的选择对于滚动轴承，轴承中的润滑剂不仅仅可以降低摩擦阻力，还可以起到散热、减少接触应力、吸收振动、繁殖锈蚀等作用。由于轴承转速较低，轴承采用润滑脂润滑，选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的。由GB/T7324-1994（通用锂基润滑脂），选用ZL-2号润滑脂进行轴承润滑。且在轴承与箱体内壁之间用挡油环，避免油池中润滑油溅到轴承中。9.2 密封方式的选择由于毡圈密封在接触式密封中寿命较低，密封性能相对较差，但是简单、经济、适用于脂润滑轴承中。在初估轴径时考虑轴的放大问题已经考虑用毡圈密封，故高速轴靠近联轴器端选用毡圈20；低速轴靠近联轴器端选用毡圈60。10 减速器主要部件的建模Pro/Engineer是美国PTC公司旗下的CAD/CAM/CAE一体化的三维软件。Pro/Engineer是参数化技术的先驱，参数化是其最突出特点。是现今主流的CAD/CAM/CAE软件之一，特别是在国内汽车行业、工程机械行业和产品设计领域占据不可替代位置。本论文运用Pro/Engineer软件对减速器各零件进行建模，然后进行装配和运动仿真。其中在对齿轮、蜗杆、蜗轮以及其它标准件的建模时运用Pro/Engineer软件的零件库，通过Pro/Engineer软件的数化设计来输入各零件的参数完成对零件的建模。通过Pro/E的建模清楚、形象、直观地表达减速器各部分的特点15。10.1 高速轴建模由于小齿轮分度圆直径小，将高速轴做成齿轮轴，小齿轮为渐开线齿轮，故在建模小齿轮时用参数化设计，调用Pro/E零件库，输入已经计算好的参数（法向模数、齿数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数、顶系系数和变位系数）来生成标准渐开线圆柱斜齿轮，然后通过“旋转”命令、“拉伸”命令和“倒角”、“倒圆角”命令完成整个高速轴的建模。高速轴的三维模型如图10.1所示。10.2 斜齿轮建模斜齿轮也为渐开线圆柱齿轮，其建模方法和高速轴建模基本相同，应用参数化设计，调用Pro/E零件库输入已经计算好的斜齿轮各参数（法向模数、齿数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数、顶系系数和变位系数）生成斜齿轮，通过“拉伸”命令生成齿轮轮毂和键槽孔。斜齿轮的三维模型如图10.2所示。10.3 蜗杆轴建模在本设计中蜗杆采用的是渐开线蜗杆，同样采用参数化设计生成蜗杆，通过“旋转”生成其余部分的轴，然后运用“拉伸”命令生成键槽等。蜗杆轴的三维模型如图10.3所示。图10.1 高速轴的三维模型 Fig.10.1 The shaft of the 3D model图10.2 斜齿轮的三维模型 Fig.10.2 The helical gear 3D model图10.3 蜗杆轴的三维模型 Fig.10.3 Worm shaft of 3D model10.4 蜗