面齿轮实验方案设计与实验毕业论文.docx

面齿轮实验方案设计与实验毕业论文目录 第一章 绪论11.1 选题背景11.2 面齿轮传动的特点11.3 面齿轮传动研究的历史与现状21.4 本文的研究意义31.5 本文的研究内容4 第二章 实验方案设计与试验件初步设计52.1 分扭并车传动系统结构及特点52.1.1 分扭并车传动系统52.1.2 分扭并车传动系统特点52.2 齿轮的初步设计62.2.1 齿形及齿轮精度62.2.2 齿轮几何尺寸的确定72.2.3 齿轮宽度的确定82.2.4 齿轮的校核92.3 传动轴的初步设计122.3.1 传动系统相关传动参数的计算122.3.2 输入轴的设计计算132.3.3 中间轴8的设计计算152.3.4 中间轴9的设计计算162.3.5 输出轴10的设计计算172.4 本章小结18 第三章 实验箱的设计与三维建模193.1 Pro-E的软件概述193.1.1 Pro-E的简介193.1.2 Pro-E功能和特点介绍193.2 齿轮以及轴的三维建模203.2.1 圆柱直齿轮的参数化建模203.2.2 面齿轮的建模233.2.3 轴的建模243.3 箱体的设计与三维建模253.3.1 左箱体的设计与建模253.3.2 主体体的设计与建模273.3.3 右箱体的设计与建模273.4 模型的装配283.4.1 各个子箱体的装配283.4.2 箱体总装配图293.5 本章小结30 第四章 关重件静力学分析和模态分析334.1 ANSYS的软件介绍334.1.1 ANSYS简介334.1.2 ANSYS的应用334.1.3 ANSYS分析问题的基本过程344.2 齿轮的模态分析354.2.1 模态分析概述354.2.2 面齿轮3的模态分析355.2.3 齿轮6的模态分析384.3 轴的静力分析404.3.1 静力分析概述404.3.2 轴的静力学分析404.4 本章小结43 第五章 总结与展望455.1 总结455.2 展望45 参考文献47 致谢49 毕业设计小结51II1 第一章 绪论1.1 选题背景面齿轮传动（Face Gear Drive）是一种圆柱齿轮和面齿轮相啮合的传动。主要用来传递轴与轴包含一个交角的运动。面齿轮可以看作锥齿轮的一种特殊型式。根据面齿轮上轮齿的形状不同可以把面齿轮分为直齿、斜齿和弧齿三种。根据面齿轮传动的两个轴之间的相互位置关系分为相交和交错两种情况。面齿轮传动具有装置体积小、传动比大的特点，一般大于 3.5以上、重量轻和振动噪声小等优点，在航天领域有着不可比拟的优势，也因此引起各国学者的研究兴趣。面齿轮在国外已得到实际应用，成功的应用到直升机传动系统中。随着国内对面齿轮的重视，南航和西工大等高校都对其展开了研究，并取得不少成果1。1.2 面齿轮传动的特点面齿轮传动与锥齿轮传动一样,都是传递包含一定交角的运动。通过对比这两种传递方式的优缺点,就可以了解面齿轮的传动特点。相对于锥齿轮传动，面齿轮传动具有以下几方面的优点2-5:(1)面齿轮传动是通过面齿轮与圆柱齿轮的相互啮合来实现传动。由于小齿轮为圆柱齿轮,其轴向移动产生的误差对传动性能几乎没有影响。而在锥齿轮传动过程中,两锥齿轮的锥顶要重合。如果产生轴向误差,将会引起严重的偏载现象。因此,在一些重要的锥齿轮传动中,要专门进行防位错(防止锥顶分离)设计。同时,由于面齿轮传动的小齿轮是直齿圆柱齿轮,无轴向作用力可以简化支撑,减轻系统的结构重量,这对于航空工业中空间受限和要求轻量化的场合非常有利。(2)虽然面齿轮传动仍然属于点接触传动,但在理论上仍然能够保证定传动比传动,因此面齿轮传动的振动和噪声较低。而点接触锥齿轮传动从原理上已不能保证定传动比传动,其传动比会在一定范围内波动。(3)由于锥齿轮在制作过程中很多都是采用配对制造,即在制造过程中,首先加工出小齿轮,然后根据小齿轮的齿面加工出与之配套使用的大齿轮。因此,一对锥齿轮在使用过程中不能像圆柱齿轮那样具有互换性。由于小齿轮更容易磨损,失效更快,因此在更换时只能同时更换一对锥齿轮。而面齿轮传动的小齿轮是直齿圆柱齿轮,因此面齿轮传动的振动和噪声较低。(4)由于锥齿轮(特别是弧齿锥齿轮)的齿面形状比较复杂,在制造过程中,齿面的形状也不统一,因此由不同厂家生产的锥齿轮通常齿面形状不一样,参数也不同(如格里森制、奥利康制锥齿轮),这对于锥齿轮的加工制造、检测及维修造成了很大麻烦。而面齿轮则具有统一的理论齿面。(5)与锥齿轮传动相比, 面齿轮的重合度可以达到2.0以上,而重合度大对于提高承载能力和增加传动的平稳性很重要。(6)与锥齿轮传动相比,面齿轮传动的振动和噪声较低。这一特点对于重量限制要求较高的航空工业特别重要。 1.3 面齿轮传动研究的历史与现状 面齿轮传动(Face Gear Drive)和传统齿轮传动不尽相同，它由圆柱齿轮和圆锥齿轮组成。面齿轮是一个具有一定锥度的锥齿轮，其锥度的大小由两传动轴之间的交角决定。当传动轴之间的夹角等于90 时，圆锥齿轮的节锥成为平面轮齿在此平面上均匀分布，故称其为面齿轮。当传动轴之间的夹角不等于90时习惯上依然把圆柱齿轮和锥齿轮的传动称为面齿轮传动。早在上世纪40年代,已有研究面齿轮传动的文献。Buckingham采用投影几何方法研究了面齿轮的变化特点，其基本思想是：将面齿轮的轮齿看作是变压力角和变齿距的齿条。即把面齿轮啮合看作是在圆柱齿轮的不同轴截面上齿轮与齿条的啮合，据此可以画出不同位置处齿轮的近似齿形。1955 年，在面齿轮方面，Emilio 有两篇很重要的文章，第一篇是他和Dornig共同写作的，论文主要集中在几何和运动学方面。第二篇文章中主要集中在根切方面的研究。但是这两篇文章中的研究分析都仅仅局限于正交轴线和标准渐开线齿轮。在1954 和1960 年Saari.O.E 发表的两篇文章中，提出了一种面齿轮和螺纹状的圆柱或是圆锥蜗杆的传动。这对面齿轮的发展是一个很大的贡献。这种传动方式的最大优点是重合度大。这种齿轮在啮合过程中，同时有多对齿轮接触。这种面齿轮传动在上世纪末本世纪初得到了进一步的研究，其中Goldfarb 于1999年和2000 年，Dudas 于2000 年发表的文章最有代表性。Litvin 和他的研究机构对面齿轮的研究做出了重要的贡献。Litvin 对面齿轮传动的啮合作了研究，一方面根据微分几何和啮合原理获得了根切和齿顶变尖的条件，另一方面发展了点接触面齿轮。随着计算机模拟仿真的发展，这两方面的研究得到了进一步的发展。通过计算机模拟面啮合传动，表明装配误差会引起接触点的偏移，而不会影响传动误差。在面齿轮加工中，如果加工面齿轮的齿轮插刀与实际啮合的圆柱齿轮相同，那么加工的过程是模拟实际的啮合运动，则由此法加工的面齿轮在理论上，它的啮合传动是线接触的。但是事实上，这种线接触的情况是不会发生的。由于各种误差的影响，齿轮轴线会发生一定的偏移，从而使实际的接触状态由线接触转为边缘接触。为了防止出现这种不利的情形，Litvin 提出在确定圆柱齿轮插刀的齿数时，应使其齿数大于实际啮合的圆柱齿轮的齿数，他推荐采用1-3 个较为合适，因为这样可使实际的啮合状态由线接触转变为点接触，从而可以有效地防止因安装、加工和使用导致的齿轮相对位置的变动而产生的边缘接触。Litvin 通过对面齿轮点接触和齿面的修形实现了限制传动误差、减小噪音和振动的目的。 欧洲很多国家也开始对面齿轮展开研究,如意大利的FACET正交面齿轮插齿加工仿真和磨齿原理研究计划,该计划由意大利阿古斯塔(Agusta)公司从1998年开始进行,主要研究面齿轮在航空传动系统中的应用,内容包括面齿轮传动的结构设计、初步理论研究、全尺寸实验研究和设计改进等。 面齿轮的研究在国内开展较晚。南京航空航天大学朱如鹏博士等人对面齿轮的啮合理论做了大量研究，主要集中于面齿轮的齿面生成、面齿轮齿宽的限制条件、无安装误差及有安装误差的齿接触分析、运动误差、重合度齿面曲率和齿面速度等方面。他们推导了齿面接触轨迹方程；实现了接触轨迹的可视化分析了主要传动参数及各类误差对接触轨迹的影响；推导了运动角度误差和运动角速度比误差的计算公式；建立了无安装误差和有安装误差的面齿轮传动和重合度分析方法。这些研究对在国内进一步开展研究奠定了理论基础。西北工业大学方宗德教授及其团队在面齿轮的加工以及数值仿真方面也做了大量研究工作6-7。1.4 本文的研究意义面齿轮作为一种新型齿轮，虽然有诸多优点，包括轴向移动产生的误差对传动性能几乎没有影响；面齿轮的互换性很高；而且面齿轮传动的重合度高，这极大提高了传动平稳性和承载能力；此外，面齿轮传动的振动和噪声较低，这些特点使得面齿轮传动在限制较多的航空领域的发展与应用具有无可比拟的优势。但是面齿轮作为一种新型齿轮，发展起点较晚，国内关于面齿轮的研究较国外而言更是落后好几十年。而且国外对中国面齿轮传动技术的发展也采取技术封锁，因此面齿轮的发展得靠国内的科研人员自己独立探索钻研。本文基于分扭并车传动系统的结构，在充分考虑安装的前提下，研究设计实验箱。只有设计一个合适的实验箱，才能试验整个传动系统的性能，才能在此基础上不断改进传动系统，进而将面齿轮“分扭并车”传动的理念实际应用到直升机的传动系统中去，这对提升直升机的性能具有重要意义。因此，设计此实验箱，对于“分扭并车”传动理念的发展和中国面齿轮的发展都具有一定的现实意义。1.5 本文的研究内容本课题是在给定相关参数（齿轮模数，齿数，压力角，功率和输入转速），设计传动系统的总体结构方案和试验件，并利用Pro-e软件进行了实体建模和装配仿真，通过ANSYS对关重件进行静力学分析和模态分析，根据分析结果再去完善之前的设计，最后用AutoCAD绘制试验箱与试验件的工程图纸。各章节的具体研究内容如下：第一章：绪论 第二章：实验方案设计与试验件初步设计。查阅相关论文，期刊，了解“分扭并车”传动系统的结构特点、应用现状和发展趋势，根据给定的传动系统参数，先确定齿轮的尺寸，然后根据传动方案，考虑到布置合理，设计各轴的结构。 第三章：实验箱箱体与关重件的三维建模。根据之前设计的内容，来合理地设计整个实验箱，这也是本次毕业设计的重要内容，同时将设计好的关重件、箱体以及其他所有零件的三维模型利用Pro-E建出来，并完成装配，看有没有干涉。第四章：关重件静力分析和模态分析。本章利用ANSYS软件，分析了第四章建的一些关重件的模型，主要是面齿轮2和齿轮6的模态分析，以及输入轴7的静力分析。通过对齿轮的模态分析，来得到它的固有频率，将其与啮合频率比较，保证啮合频率很好的避开固有频率；通过对轴的静力分析，来得到轴的应力和应变云图。第五章：总结与展望2 第二章 实验方案设计与试验件初步设计 2.1 分扭并车传动系统结构及特点2.1.1 分扭并车传动系统题目要求如图2-1所示为一正交面齿轮“分扭并车”传动系统图,电动机功率通过输入轴7上的小齿轮1将功率分为两分支进行传递由最后一级齿轮汇流输出。面齿轮“分扭并车”传动系统示意图中，1为输入级小齿轮,2和3为分扭级面齿轮, 4和5为并车级小齿轮 ,6为输出级大齿轮,7为输入 轴,8,9为 中间轴, 10为输出轴。注：整个结构应该是对称的，即另一边还有个输入级和分扭级，最终统一并车到输出级大齿轮5。 图2-12.1.2 分扭并车传动系统特点传动系统的性能直接影响着直升机的整体性能,而传动系统的结构又是影响传动系统性能的关键因素，因此，一个好的传动结构将决定直升机的整体性能。而传统的直升机行星齿轮传动系统已经严重制约直升机性能的提高,分扭传动系统具有质量轻、传动比大、性能可靠等优点,成为直升机传动系统发展的方向,当使用面齿轮分扭传动时，只需要两级就能够实现换向与减速的功能,这一优势也使得面齿轮分扭传动成为分扭传动系统的一个重要分支。直升机分扭传动系统的研究工作从20世纪已经开始 ，并有一部分应用到产品上 ，其中面齿轮分扭以其特有的两级实现传动换向、减速功能受到明显关注,20世纪,美国的麦道公司将面齿轮分扭传动系统与传统行星齿轮传动系统相结合,使新的直升机传动系统质量减轻40%左右,由此可见，面齿轮分扭传动系统的质量优势非常明显。2.2 齿轮的初步设计2.2.1 齿形及齿轮精度1）齿形选择根据面齿轮上轮齿走向的不同，可将面齿轮传动分为直齿面齿轮、斜齿面齿轮和弧齿面齿轮三种类型；又根据面齿轮传动中轴线之间的相互位置，可将面齿轮传动分为相交和相错两种情形8-13。如果面齿轮传动是通过面齿轮与圆柱齿轮的相互啮合来实现传动。由于小齿轮为圆柱直齿轮齿轮,其轴向移动产生的误差对传动性能几乎没有影响。同时,由于面齿轮传动的小齿轮是直齿圆柱齿轮,无轴向作用力可以简化支撑,减轻系统的结构重量,这对于航空工业中空间受限和要求轻量化的场合非常有利。因此面齿轮和所有圆柱齿轮都采用直齿齿形，这样可以忽略轴向移动产生的影响，提升传动的性能。此外考虑到箱体的形状，将输入轴和中间轴的布置定位相交的，即对心的。2）齿轮精度查阅参考文献16，可得表2-1。表2-1 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机器类型精度等级范围汽轮机3-6金属切削机床3-8航空发动机4-8轻型汽车5-8重载汽车7-9拖拉机6-8通用减速器6-8锻压机床6-9起重机7-10农用机器8-11由上表可知航空发动机所用齿轮传动的精度等级范围是4-8，但考虑到目前国内面齿轮加工水平（面齿轮已经磨到6级精度），所以将面齿轮精度取为6级，而直齿圆柱齿轮精度可取为5级。3）齿轮材料的选择齿轮材料对齿轮的承载能力和结构尺寸的影响很大，合理选择齿轮材料是齿轮设计的重要内容之一，设计齿轮传动时，要使齿面具有足够的硬度保证齿面抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力；齿轮芯部要具有足够的强度和韧性，保证齿根抗弯曲能力。齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，首先要考虑的是齿轮材料必须满足工作条件的要求。因为本课题所用齿轮是用于直升机传动系统中的，因此所选材料必须要满足质量小，传递功率大和可靠性高的要求，同时还要能够在高速、重载的条件下工作，可选择力学性能高的合金钢。具体材料性能及热处理要求根据参考资料9汇总如表2-2。表2-2 齿轮材料性能及热处理要求齿轮材料热处理BMpaSMpa齿轮120CrMnTi渗碳后淬火1100850面齿轮2,317CrNiMo6调质1200685齿轮4,520CrMnTi渗碳后淬火1100850齿轮640Cr调质7005002.2.2 齿轮几何尺寸的确定齿轮具体参数已经给出，如表2-3。 表2-3 面齿轮分扭传动系统参数参数数值参数数值齿轮1、2、3模数1.6mm齿轮4、5、6模数(法)3.9mm齿轮1齿数29齿轮2、3齿数214齿轮4、5齿数27齿轮6齿数296齿轮1、2、3压力角20齿轮4、5、6压力角20功率1323kW轴1转速20900 r/min 由给定的参数，可以确定齿轮的绝大多数尺寸，参考参考资料15分度圆直径、基圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径计算结果见表2-4。表2-4齿轮几何尺寸（mm）齿轮分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿轮146.443.61.62面齿轮2、3342.41.62齿轮4、5105.398.93.94.875齿轮61154.41084.83.94.8752.2.3 齿轮宽度的确定在保证齿轮接触强度和弯曲强度的前提下，增加齿宽系数，齿轮的轴向尺寸增大，而径向尺寸减小。当对径向尺寸有严格要求是，应选择较大的齿宽系数。但增加齿宽系数，将增大载荷沿接触线分布的不均匀程度，因此，齿宽系数应取得适当15-17。根据参考资料16的表107，因为输入轴7上的小齿轮1是悬臂布置，因此齿宽系数的范围是0.40.6，取值为0.6；而中间轴上的小齿轮3,4的齿宽系数可取值为1.0。根据公式：齿宽系数d=bd1 （21）式中，b是齿轮宽度，d1是齿轮分度圆直径，又已经求得，齿轮1的分度圆直径是46.4mm，齿轮4，5的分度圆直径是105.3mm。将分度圆直径和齿宽系数带入公式（21），可求得齿轮1宽度b=27.84mm，圆整为30mm；齿轮3，4的宽度b=105.3mm，圆整为100mm。当直齿圆柱齿轮相互啮合时，考虑到安装误差，将大齿轮的齿宽做的比小齿轮小510mm，因此齿轮6的齿宽定为90mm；当直齿轮与面齿轮的相互啮合时，考虑到安装误差，将面齿轮的齿宽做的比直齿轮的齿宽小510mm，所以面齿轮的齿宽定为25mm。综上，将各齿轮的齿宽汇总如表2-5。表2-5 齿轮宽度齿轮齿轮1面齿轮2,3齿轮4,5齿轮6齿宽（mm）302510090注：因为面齿轮是通过键与轴相连接的，他的结构与其他尺寸的确定需要根据相配合的轴的具体尺寸来确定。2.2.4 齿轮的校核直齿圆柱齿轮副强度校核161)按齿根弯曲疲劳强度校核a)计算齿根弯曲疲劳应力由公式2-2进行强度校核： (2-2)式中各项参数查参考资料16： 载荷系数： 使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 齿向载荷分配系数： 圆周力： 齿形系数： 应力修正系数： 齿根弯曲用重合度系数： 故重合度系数： 齿宽： 模数：由式（2-2）得：b）计算齿根弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-24查得：齿轮副的齿根弯曲疲劳极限为、。由式（2-3）计算应力循环次数： （2-3）由机械设计图10-22查取齿根弯曲疲劳寿命系数、取直齿圆柱齿轮弯曲疲劳安全系数，由式（2-4）： （2-4）因为，所以齿轮齿根弯曲强度满足试验要求。2)按齿面接触疲劳强度校核a)计算齿面接触疲劳应力由公式（4-2）进行强度校核： (2-5)式中各项参数查参考文献 【机械设计】？： 载荷系数： 使用系数： 动载系数： 齿间载荷分配系数： 齿向载荷分配系数： 扭矩： 齿宽系数： 分度圆直径： 节点区域系数： 弹性系数： 重合度系数：由式2-5得：b)计算齿面接触疲劳许用应力由参考资料16图10-25查得：齿轮的齿面接触疲劳极限为，。由参考资料16图10-23查取齿面接触疲劳寿命系数 ，取齿面接触疲劳安全系数S=1,由式(2-4)：可求得：取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳强度许用应力，即 =767Mpa 所以，所以直齿圆柱齿轮齿面接触疲劳强度满足试验要求。综上，该齿轮副是满足强度条件的。其他齿轮副的校核过程与上面的步骤类似，其中面齿轮的校核参照锥齿轮的校核，经校核都是满足强度条件的。2.3 传动轴的初步设计轴的设计包括结构设计和工作能力计算两个方面的内容。轴的结构设计要根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。2.3.1 传动系统相关传动参数的计算1）传动比计算一级传动比：i21=i31=214 29=7.38二级传动比：i64=i65=29627=10.962）各轴转速n（r/min）高速轴7的转速n7=nm=20900 r/min中间轴8,9的转速n8=n9=209007.38=2832 r/min低速轴10的转速n10=283210.96=258 r/min3）各轴的输入功率p（kw）高速轴7的输入功率p7=pmc=1296.5kw中间轴8,9的输入功率p8=p9=p71g/2=635.5kw低速轴10的输入功率p10=p82g= 2441.3kw式中：为电动机的额定功率（kW）；为联轴器的效率；为一对轴承的效率；为高速级齿轮传动的效率；为低速级齿轮传动的效率。4）各轴的输入转矩T（ N m）高速轴7的输入转矩T7=9550P7n7=95501296.520900=604.5 N m中间轴8，9的输入转矩T8=T9=9550P8n8=9550 635.52832=2143N m低速轴10的输入转矩T10=9550P10n10=95502441.3258=90365.9N m整理数据如表2-6。表2-6 高速轴7中间轴8,9低速轴10各轴输入转速（r/min）209002832258各轴输入功率（kw）1296.5635.52441.3各轴输入转矩（N.m）604.5214390365.92.3.2 输入轴的设计计算（1）根据之前计算的结果已经知道，输入轴7的转速n=20900r/min，输入功率P=1296.5kw，输入转矩T=604.5NM。（2）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为，调质处理，根据公式 （22）计算轴的直径dA03Pn （22）式中：A0的值根据参考文献16表153，差得A0=97由此，可得轴的最小轴径dA03Pn = 97 31286.520900 mm =38.2mm可以发现轴的最小轴径和齿轮的齿根圆的直径=42.4mm十分接近。一般情况下，当齿根圆与键槽底部的距离e2.5m，应将齿轮与轴制成一体。因此，输入轴应当制成齿轮轴形式 。图2-2 轴7的结构与装配图(3) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 因为已经确定- 处是齿轮轴， 所以取-的长度为齿轮1的宽度30；考虑到整个结构的布置，- 段的长度必须大于面齿轮的直径，已求得面齿轮直径342.4mm，而且考虑到面齿轮与箱体内壁要有一定距离，所以取 -的长度为370mm，直径要小于齿轮的齿根圆，所以直径取为42mm； - 段是轴肩，用来定位轴承，取 -的直径d-=70mm，-的长度l-=15mm；-段用来安装轴承，因此其尺寸要根据所选轴承来确定。因为轴承主要受有径向力同时承受小的轴向力，故初选轴承为深沟球轴承。参照工作要求并根据d-=70mm，根据参考资料17选取轴承为03系列轴承代号为6312的深沟球轴承，其尺寸为dDB=60mm130mm31mm，故d-=60mm，因为轴承右端是套筒定位，为了使套筒端面可靠地压紧轴承，次轴段的长度应该小于轴承的宽度，所以-段的长度取l- =30mm；-段是过度轴段，取d- =55mm，l- =45mm；轴段-也是和轴承配合的，因此其尺寸要根据所选轴承来确定，选取轴承为03系列轴承代号为6310的深沟球轴承，其尺寸为dDB=50mm110mm27mm，故轴径等于轴承内径， d-=50mm，考虑到此轴段要安装轴承端盖，所以轴段长度要相对长一些，取l-=70mm； -段是装联轴器的，其轴径要与联轴器的孔径相适应，轴段长度要与半联轴器的毂孔长度相适应。轴7各轴段的长度和直径如表2-7。表2-7 各轴段长度和直径轴段mm-轴径427060555040长度37015304570452.3.3 中间轴8的设计计算（1）根据之前计算的结果已经知道，中间轴8的转速n=2832r/min，输入功率P=635.5.5kw，输入转矩T=604.5NM（2）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为，调质处理，根据公式 （22），计算轴的直径：式中：A0的值根据参考文献16表153，差得A0=97。由此，可得轴的最小轴径dA03Pn = 97 3635.52832 mm =65.4mm图2-3 轴8的结构与装配图(3)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据结构布置，可知中间轴8是竖直放置的，轴段-是与面齿轮2配合连接的，而且考虑到面齿轮的固定，只能通过轴端挡圈来固定，为了固定可靠，轴段-的长度要略比面齿轮轮毂短一些，为了使键的强度足够，轴的长度要合适，综合考虑，确定面齿轮厚度为50mm，轴段-的长度为l-=49mm因为最小轴径是65.4mm，考虑到的强度，不妨取轴段-的直径为d-=80mm；轴段-是要和轴承配合连接的，因此轴径和轴段长度要结合所选轴承来确定。 （4）初步选择滚动轴承。因为轴是竖直放置的，所以轴承同时受有较大的径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=80mm，可确定轴段-的直径为d-=90mm，所以选取轴承代号为27318E的圆锥滚子轴承，其 尺寸为dDTBc=90mm190mm46.5mm43mm30mm.考虑到圆锥滚子轴承是成对使用的，所以轴段-安装一对轴承，此外轴段-的长度还要包含齿轮1的分度圆直径的长度和面齿轮3的厚度，综合考虑下来，轴段-的长度为l-=245.9mm；轴段-是定位轴肩，而且从结构布置可以知道整个轴是靠这个轴肩来支撑的，因此将轴肩的直径做的稍微大一点，取d-=110mm，长度取为l-=20；在往上轴段直径应减小为和轴段-直径相同，取为90mm，而这个轴段是要安装齿轮的，又齿轮4的齿根圆直径为100.425mm，如果使用键连接，不满足强度要求，因此轴8也设计成齿轮轴的形式。综合考虑，取l -=20mm，-段即为齿轮4，宽度是100mm；轴段-是和轴承配合的，其长度要大于轴承宽度，取为l-=100mm。表2-8 轴8各轴段的长度和直径汇总如下表轴段(mm)-轴径d809011090齿轮90长度l49245.920201001002.3.4 中间轴9的设计计算中间轴9设计计算的过程与轴8的设计过程类似，在此就不在详细赘述，但每一轴段的确定除了要考虑与其配合的齿轮，轴承的尺寸外，还要考虑轴8的尺寸，因为轴9上的面齿轮3与轴8上的面齿轮2是同时和齿轮1啮合的，而且齿轮4和齿轮5同时和大齿轮6啮合，因此设计轴9时，要充分考虑啮合位置的关系，保证传动系统的工作合理性。表2-9 轴9各轴段的长度和直径如下表轴段(mm)-轴径d809011090齿轮90长度l39139.520201001002.3.5 输出轴10的设计计算（1）根据之前计算的结果已经知道，输出轴10的转速n=258r/min，输入功率P=2441.3kw，输入转矩T=90365.9NM（2）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为，调质处理，根据公式 （22）计算轴的直径式中：A0的值根据参考文献16表153，差得A0=97由此，可得轴的最小轴径dA03Pn = 97 32441.3258 mm =162.9mm（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输入轴也是竖直放置的，因此其设计理念跟中间轴8也是类似的，详细的设计过程就不在赘述，表2-10 轴10各轴段的长度和直径 轴段（mm）-轴径170190230190170长度8920030250502.4 本章小结本章根据题目要求，在充分考虑结构安装的前提下，初步设计了关重件。因为齿轮的齿数、模数、压力角等都已经给出，所以我的设计不需要进行总传动比计算，传动比分配以及齿轮基本参数的设计，我一开始的关键任务就是把传动系统中的所有轴详细设计出来。只有知道轴的具体尺寸，以及齿轮啮合的中心距，才能为我下一步设计箱体做好准备。同时我也初步确定了齿轮，轴的材料，以及齿轮的精度。当然本章的内容也有欠缺的地方，没有将轴优化。比如轴7，因为设计结构时，将轴7与轴8、轴9是设计成对心形式的，这就使得轴7的一个轴段太长了，达到了370mm，这对轴的强度会有一定影响；此外，轴8、轴9、轴10的直径比较大，尤其是输出轴10，他的最小轴径达到了170mm，因为时间关系也没有做优化，没有将其做成空心轴。 3 第三章 实验箱的设计与三维建模第二章中，已经计算了各个齿轮的参数，并且根据参考资料16，将齿轮的宽度设计出来了，再次基础，又把输入轴、中间轴和输出轴详细设计出来，这一章，就要根据这些内容，来合理地设计整个实验箱，这也是本次毕业设计的重要内容，同时将设计出的关重件、箱体以及其他所有零件的三维模型利用Pro-E建出来，并完成装配，看有没有干涉。3.1 Pro-E的软件概述3.1.1 Pro-E的简介Pro-E是美国PTC公司旗下的产品Pro/Engineer软件的简称。Pro-E是美国参数技术公司（Parametric Technology Corporation，简称PTC）的重要产品。是一款集CAD/CAM/CAE功能一体化的综合性三维软件，在目前的三维造型软件领域中占有着重要地位，并作为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今最成功的CAD/CAM软件之一。在中国也有很多用户直接称之为“破衣”。1985年，PTC公司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。1988年，V1.0的Pro-E诞生了。经过10余年的发展，Pro-E已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了Pro-E WildFire5.0（中文名野火5)。PTC的系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。Pro-E还提供了全面、集成紧密的产品开发环境。是一套由设计至生产的机械自动化软件，是新一代的产品造型系统，是一个参数化、基于特征的实体造型系统，并且具有单一数据库功能的综合性MCAD软件20。3.1.2 Pro-E功能和特点介绍 经过20多年不断的创新和完善，Pro-E现在已经是三维建模软件领域的领头羊之一，它具有如下特点和优势： （1） 参数化设计和特征功能：Pro-E是采用参数化设计的、基于特征的实体模型化系统，工程设计人员采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型，如腔、壳、倒角及圆角，您可以随意勾画草图，轻易改变模型。这一功能特性给工程设计者提供了在设计上从未有过的简易和灵活。 （2）单一数据库： Pro-E是建立在统一基层上的数据库上，不像一些传统的CAD/CAM系统建立在多个数据库上。所谓单一数据库，就是工程中的资料全部来自一个库，使得每一个独立用户在为一件产品造型而工作，不管他是哪一个部门的。换言之，在整个设计过程的任何 一处发生改动，亦可以前后反应在整个设计过程的相关环节上。这种独特的数据结构与工程设计的完整的结合，使得一件产品的设计结合起来。这一优点，使得设计更优化，成品质量更高，产品能更好地推向市场，价格也更便宜。 （3） 全相关性：Pro-E的所有模块都是全相关的。这就意味着在产品开发过程中某一处进行的修改，能够扩展到整个设计中，同时自动更新所有的工程文档，包括装配体、设计图纸，以及制造数据。全相关性鼓励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失，并使并行工程成为可能，所以能够使开发后期的一些功能提前发挥其作用。 （4）基于特征的参数化造型：ProE使用用户熟悉的特征作为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些普通的机械对象，并且可以按预先设置很容易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。 （5） 数据管理：加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产品。为了实现这种效率，必须允许多个学科的工程师同时对同一产品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工程中同时进行的各项工作，由于使用了ProE独特的全相关性功能，因而使之成为可能。 （6） 装配管理：Pro-E的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“啮合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配体中零件的数量不受限制。 3.2 齿轮以及轴的三维建模3.2.1 圆柱直齿轮的参数化建模（1）渐开线的几何分析21-22渐开线是由一条线段绕齿轮基圆旋转形成的曲线。渐开线的几何分析如图3-1所示。线段s绕圆弧旋转，其一端点A划过的一条轨迹即为渐开线。图中点（x1,y1）的坐标为：x1=r*cos(ang),y1=r*sin(ang) 。(其中r为圆半径，ang为图示角度)对于Pro-E关系式，系统存在一个变量t，t的变化范围是01。从而可以通过（x1,y1）建立（x,y）的坐标，即为渐开线的方程。ang=t*90s=(PI*r*t)/2x1=r*cos(ang)y1=r*sin(ang)x=x1+(s*sin(ang)y=y1-(s*cos(ang)z=0 图 3-1渐开线的几何分析（2）直齿轮的参数化建模过程（a）创建齿轮的基本圆这一步用草绘曲线的方法，创建齿轮的基本圆，包括齿顶圆、基圆、分度圆、齿根圆。并且用事先设置好的参数来控制圆的大小。（b）创建渐开线用从方程来生成渐开线的方法，创建渐开线。图3-2图4-2 完成后的渐开线（c）镜像渐开线首先创建一个用于镜像的平面，然后通过该平面，镜像第2步创建的渐开线，并且用关系式来控制镜像平面的角度。（d）拉伸形成实体拉伸创建实体，包括齿轮的齿根圆实体和齿轮的一个齿形实体。这一步是创建齿轮的关键步骤。（e）阵列轮齿将上一步创建的轮齿进行阵列，完成齿轮的基本外形。这一步同样需要加入关系式来控制齿轮的生成。图3-3 完成后的轮齿这样参数化建模就已完成，再需要建直齿圆柱齿轮的模型只需要点击菜单栏中“编辑”，再点击“再生”，这样就弹出一个窗口，包括齿轮的各种参数，只需要根据要求，选择要改变的参数，当参数修改完成后，系统会自动再生新的模型。根据此方法，依次得到图3-4齿轮1，图3-5齿轮4、5，和图3-6齿轮6的模型， 图3-4 齿轮1的模型 图3-5 齿轮4,5的模型图3-6，齿轮6的模型齿轮6再生后，因为其尺寸过大，就在上面设计6个对称减重孔。3.2.2 面齿轮的建模因为面齿轮的齿形不是很清楚，网上也没有找到面齿轮的建模教程，在和老师商量后，暂且只把大概模型建出来，而齿形就不表示出来了。经过一系列草绘，拉伸，得到图3-7面齿轮2的模型，图3-8面齿轮3的模型。 图3-7，面齿轮2的模型 图3-8，面齿轮3的模型3.2.3 轴的建模（1）轴7的建模轴7是齿轮轴，所以要在之前已经建好的齿轮1的模型的基础上，选择一个过齿轮中心的品面作为草绘面，并且在齿轮的侧面构建一个基准，这样能够保证草绘的起点是在齿轮面上，那么，在草绘好轴的截面后，经旋转特征形成的模型才能是齿轮和轴一体的模型，具体的模型如图3-9图3-9，轴7的模型（2）其他轴的建模因为轴8，轴9也是齿轮轴，依据之前轴7的建模方法，可以很快得到他们的三维模型如图3-10,图3-11。 图3-10，轴8的模型 图3-11，轴9的模型不难发现，轴8和轴9的模型十分相像，只有一个轴段的长度不同。这跟传动系统的结构，以及他们的位置有很大联系。至于轴10，它只是一个普通的阶梯轴，只需要选择一个草绘面，画出轴10的截面图，然后使用旋转特征，将其再生成轴10的实体模型，如图3-12。图3-12，轴10的模型3.3 箱体的设计与三维建模由于传动系统结构的复杂性，考虑到安装，整个箱体必然不能设计成传统的上箱盖，下箱座的形式。经过和老师、师兄的探讨，先初步确定箱体分3个部分，即左箱体、主箱体和右箱体。3.3.1 左箱体的设计与建模左箱体是来安放轴8和轴9的，因此它的设计必须要根据轴8和轴9的尺寸以及齿轮上面安装的齿轮的相对位置来具体设计。先设计左箱体的主体，如图3-13图3-13，左箱主体模型由图3-13可见，主体部分是个开放式结构，而且是分层的。如图箱体左下角是输出轴安放位置；箱体下方的侧面也是开放的，轴8、轴9上的面齿轮就是从这个地方放进来，而箱体底部开了两个孔，是用来拧螺栓的，因为面齿轮与轴的的连接是通过轴段挡圈来实现的，而轴端挡圈的固定又是靠螺栓拧紧的。在齿轮轴上的齿轮4和5与轴10上的大齿轮6啮合的地方，额外加大了箱体的宽度，就像是两个“耳朵”，这是为了避免大齿轮6与左箱体干涉。左箱主体上方将设计一个层板结构，用来放置上方的轴承。当箱体主体设计出来后，其他结构部件的尺寸也就相应都出来了。模型可很快建出来，具体结构的模型如下： 图3-14左箱层板 图3-15左箱侧盖如图3-14所示，左箱层板是用来放置轴承的；图3-15左箱侧盖是在面齿轮安装后，将左箱体的侧面封闭起来。 图3-16左箱底盖 图3-17左箱输入盖图3-16左箱底盖用来实现箱体底部的封闭；图3-17左箱输入盖是和输入轴7装成一体后，在整体通过螺栓固定到左箱体的主体上。3.3.2 主体体的设计与建模主箱体是用来放置输出轴10的，所以主箱体必须严格按照轴10的结构以及相关尺寸进行设计，同时也要考虑主箱体分别要与左箱体与右箱体通过螺栓连接，因此主箱体是对称结构的。先设计主箱体的主结构，如图3-18所示（两个角度） 图3-18，主箱体的主结构主体结构的的侧面是开通的，用来装大齿轮6的；底部也开了个孔用来拧紧轴承端盖的螺栓。主箱体的结构还包括主箱体层板以及主箱体底盖，在知晓他们尺寸的前提下，模型可以很快的建好，分别如图3-19，图3-20。 图3-19，主箱底盖 图3-20，主箱层板3.3.3 右箱体的设计与建模因为传动系统的对称性，决定了箱体的对称性。因此右箱体与左箱是对称的，所以右箱体的设计与建模与左箱体的设计与建模几乎是相同的，而且有些部件完全相同的比如层板、底盖、以及侧盖，见一次模型就可以了。这也相对减小了任务量，再次就详细赘述了。建好的右箱主体模型如图3-21图3-21，右箱主体模型其余结构件的模型与左箱体的一样，就不一一把截图列出来。3.4 模型的装配运用Pro-E软件中的装配设计功能，对已创建的零件三维实体模型进行装配。装配模块用来建立零件间的相对位置关系，指定一个元件相对于组件中其他元件的放置方式和位置，从而形成复杂的装配体，零件间的位置关系主要通过添加约束来实现，装配约束的类型包括“配对”约束、“对齐”约束、“插入”约束、“相切”约束和“坐标系”约束等 。为了简化装配过程，在进行总体装配之前，先进行子装配体装配。3.4.1 各个子箱体的装配装配的一般过程为：“新建文件（选择类型为组件）在主菜单栏中选择插入元件装配选择所要插入的第一个元件完全约束第一个元件重复之前步骤引入第二个元件利用约束条件完全约束第二个元件”,如此反复，知道插入所有元件完成装配。各子箱体装配的结果如图3-22,3-23,3-24为了能够看到里面的传动系统，选择性的将一些结构件设为透明的，并且从不同视角表示。 图3-22，左箱体子装配图 图4-23，主箱体子装配图 图4-24，右箱体子装配图3.4.2 箱体总装配图当各子箱体都装配完成后，总装配体的装配就水到渠成了，如图4-25、4-26所示。箱体总装配图图3-26，箱体总装配透视图3.5 本章小结本章在前面章节所设计好的齿轮以及轴的前提下，进行了齿轮、轴的建模，并在此基础上设计了箱体且完成了箱体的建模。主要完成的内容有：1）渐开线齿轮的参数化建模。重点在于渐开线的绘制，通过Pro-E的“法则曲线”建立渐开线参数方程，通过参数化法则将曲线生成一组渐开线齿廓上的点，采用样条曲线生成渐开线，对渐开线进行对称、剪切、接