两级圆柱齿轮减速器的设计及有限元分析 毕业设计

题目两级圆柱齿轮减速器的设计及有限元分析学生姓名E学号EE所在学院机械工程学院专业班级EE指导教师EE_完成地点校内2009年6月17日两级圆柱齿轮减速器的设计及有限元分析EEEE指导教师EE摘要本设计是一个展开式二级圆柱齿轮减速器，主要目的是为了提高减速器的设计效率以及完成齿轮在啮合时两个齿轮的非线性应力分析。本文主要利用了PRO/E三维软件和ANSYS有限元分析软件。首先，通过计算完成齿轮设计、轴设计、齿轮及轴强度校核等设计计算；然后，利用PRO/E软件对减速器进行三维造型设计，并对它进行模型装配及运动仿真分析，使设计结果得到更直观的体现；最后，利用ANSYS软件对其中一对直齿轮进行参数化建模，利用APDL语言在ANSYS软件中自动生成齿轮的渐开线，再利用图形界面操作模式，通过镜像、旋转等命令，生成两个相互啮合的大小齿轮，并对它进行了非线性应力分析，得出两个大小齿轮的接触应力分布云图。通过利用PRO/E软件对减速器进行三维造型与仿真分析，我们可以通过仿真虚拟减速器的实际运动过程，从而提高了设计的准确性和缩短了设计的周期，通过利用ANSYS软件分析一对齿轮啮合时的应力，可以知道，用传统的方法设计齿轮，是将齿轮的可靠度放大了，在实际设计过程中，我们可以减少齿轮的尺寸，从而节省了原材料，降低了生产的成本。关键字减速器，PRO/E，三维造型，运动仿真，ANSYS，有限元分析，非线性应力分析THEDESIGNANDFINITEELEMENTANALYSISOFTWOCYLINDRICALGEARREDUCEEEEETUTOREEABSTRACTTHEDESIGNISANEXPANSIONOFTWOCYLINDRICALGEARREDUCER,THEMAINPURPOSEISTOIMPROVETHEDESIGNEFFICIENCYOFREDUCERANDGEARMESHINTWOGEARNONLINEARSTRESSANALYSISTHISPAPERMAINLYUSETHEPRO/ESOFTWAREFOR3DSOFTWAREANDFINITEELEMENTANALYSISSOFTWAREANSYSFIRSTOFALL,BYCALCULATINGTHECOMPLETEGEARDESIGN,SHAFTDESIGN,GEARANDAXLESTRENGTHCHECKCALCULATIONTHEN,THREEDIMENSIONALMODELINGDESIGNFORTHEREDUCERUSINGPRO/ESOFTWARE,ANDANALYZEDTHEMODELASSEMBLYANDMOTIONSIMULATION,THEDESIGNRESULTSREFLECTEDMOREINTUITIVEFINALLY,ONEOFTHEGEARPARAMETRICMODELINGUSINGANSYSSOFTWARE,THEUSEOFAPDLLANGUAGEAUTOMATICGENERATIONOFINVOLUTESGEARINANSYSSOFTWARE,TOUSEGRAPHICALINTERFACEMODEOFOPERATION,THROUGHTHEMIRROR,ROTATECOMMAND,GENERATESTWOMESHINGGEARS,ANDITISANONLINEARSTRESSANALYSIS,THESIZEOFTHETWOGEARCONTACTSTRESSDISTRIBUTIONREPROGRAMTHROUGHTHEANALYSISOF3DMODELINGANDSIMULATIONOFTHEREDUCERUSINGPRO/ESOFTWARE,WECANACTUALLYEXERCISEPROCESSTHROUGHTHESIMULATIONOFVIRTUALREDUCER,INORDERTOIMPROVETHEACCURACYOFDESIGNANDSHORTENTHEDESIGNCYCLE,THROUGHTHEUSEOFANSYSSOFTWAREANALYSISOFTHESTRESSOFGEARMESH,WECANKNOW,USINGTRADITIONALMETHODSOFDESIGNOFGEAR,THEGEARRELIABILITYAMPLIFICATION,INTHEPROCESSOFDESIGN,WECANREDUCETHEGEARSIZE,WHICHSAVESRAWMATERIALS,REDUCESTHEPRODUCTIONCOSTKEYWORDSREDUCER,PRO/E,THREEDIMENSIONALMODELING,MOTIONSIMULATION,ANSYS,FINITEELEMENTANALYSIS，NONLINEARSTRESSANALYSIS目录绪论11设计研究的意义12文中采用软件简介23本文主要研究内容31圆柱齿轮减速器的设计计算411系统总体方案设计412电动机的选择413计算总传动比及分配各级传动比514计算传动装置的运动和动力参数515传动零件的设计计算6151高速级直齿圆柱齿轮传动设计6152低速级直齿圆柱齿轮传动设计816轴的设计与计算11161输入轴的设计与计算11162中间轴的结构设计16163输出轴的结构设计1617滚动轴承的选择及校核计算17171输入轴滚动轴承寿命计算17172中间轴滚动轴承寿命计算18173输出轴滚动轴承寿命计算1918键连接的选择及校核计算20181输入轴键的强度校核计算20182中间轴键的强度校核计算20183输出轴键强度校核计算2019联轴器的选择212减速器的部分部件的三维建模2221圆柱直齿轮的三维建模过程2222轴的三维模型图29221轴1的实体模型图29222轴2的实体模型图29223轴3的实体模型图2923键的三维模型图3024轴承的实体模型图3025视孔盖和窥视孔的三维模型图3026油标的三维模型图3127起盖螺钉的三维模型图3128轴承端盖的三维模型图3129箱座的三维建模图32210箱盖的三维建模图323减速器的装配及运动仿真3331减速器爆炸图3332减速器的装配3333减速器的运动仿真344直齿圆柱齿轮啮合应力有限元分析3641建立直齿轮模型3642几何模型的网格划分4043创建接触对4144施加边界条件与加载4345求解4446查看结果4447结果分析455结论46附录148参考文献51绪论减速器是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要作用是用来传递动力和增大转矩，广泛应用于机械行业，如矿业生产、化工设备、汽车制造、农业生产等领域，在种类繁多的减速器中，圆柱齿轮减速器是较为普遍使用的传动装置，齿轮减速器在设计过程中涉及机械设计各个方面，如几何参数设计、结构设计、标准件选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封等。如果采用传统的设计方法去设计一个减速器，可能因为计算量太大，过程比较繁杂，很容易在设计过程中出错，而且设计周期长，浪费人力财力。随着计算机技术在机械制造中的广泛应用，改变了传统设计减速器的过程，我们可以通过简单的设计计算，然后利用PRO/E软件对减速器进行三维造型、模型装配，进而对它进行运动仿真，不仅模拟出了它的实际形状，而且模拟出了它的实际运动过程。在圆柱齿轮传动过程中，最容易出现失效的是齿轮，因此，我们要对设计出来的齿轮进行分析，ANSYS软件是一个比较好的有限元分析软件，我们可以用它来分析圆柱齿轮在啮合时的非线性应力状态。1设计研究的意义圆柱齿轮减速器由于具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠性好等特点，因此成为工程应用中普遍使用的机械传动装置，被广泛应用于建材、起重、运输、冶金、化工和轻工等行业。一些类型的减速器已经有了系列标准，可以由专门的制造厂生产。但在传动布置、结构尺寸、功率、传动比等有特殊要求，由标准不能选出时，需自行设计制造。齿轮是机械中广泛应用的传动零件之一，形式很多，应用广泛。齿轮传动具有传动功率范围大、传动效率高、结构紧凑、传动比准确、使用寿命长、工作可靠性好等优点。因此齿轮传动技术成为机械工程技术的重要组成部分，在一定程度上标志着机械工程技术的水平。由于齿轮传动在机械行业乃至整个国民经济中的地位和作用，齿轮被公认为工业和工业化的象征。但从零件的失效情况来看，齿轮也是最容易出故障的零件之一。齿轮传动在运行工况中常常会发生轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等很多问题。导致传动性能失效，进而引发严重的生产事故。据统计，在各类机械故障中齿轮失效就占总数的60以上，其中齿面损坏和齿根断裂均为齿轮失效的主要原因。因而有必要对齿轮接触状态的强度性能进行合理的评估并校核其结构的可靠性。为此人们对齿轮的齿面接触应力进行了大量的研究与分析。然而，传动齿轮复杂的应力分布情况和变形机理成为了齿轮设计困难的主要原因，而有限元理论和各种有限元分析软件的出现，让普通设计人员无需对齿轮做大量的分析研究，就可以基本掌握齿轮的受力和变形情况，并可以利用有限元计算结果，找出设计中的薄弱环节，进而达到齿轮进行设计的目的。由于有特殊要求的减速器其设计过程繁琐、周期长、效率低，因而在整个设计过程中，需要对它进行实体建模，并进行运动仿真及有限元分析。计算机辅助设计工程（CAD/CAE）和ANSYS有限元分析软件等技术，经过几十年的发展已经日趋成熟，计算机辅助绘图已经成为计算机辅助设计、计算机辅助制造的重要组成部分，由于绘图速度快，而且分析准确性高，所以被广泛应用于航空、机械、电子、建筑等行业。将计算机辅助设计与传统机械设计过程相结合，能够大大缩短产品设计周期，提高效率，减轻劳动强度，同时在设计过程中对产品进行仿真分析及有限元分析，因而可以有效避免原材料的浪费，最大限度降低生产成本。基于目前我国由制造业大国向制造业强国迈进的基本国情，减速器的实体建模及运动仿真分析，对其设计过程显得尤为重要，当然对其进行有限元的分析也很重要，可以了解实际工作时所处的应力状态。本文研究内容能够在一定程度上缩短减速器的设计周期，降低生产成本，降低劳动者的劳动强度，提高劳动生产率，提高减速器设计质量。2文中采用软件简介（1）PRO/E软件的介绍本设计中减速器的实体模型及运动仿真分析都是在PRO/E三维设计软件中进行的。1985年美国PTC公司开始建模软件的研究，1988年V10的PRO/ENGINEER诞生，随后美国通用汽车公司将该技术应用于各种类型的减速器设计与制造中。目前在基于PRO/E的减速器的模型设计、数据分析与生产制造方面美国、德国和日本处于领先地位。PRO/ENGINEER技术可以方便快捷的实现建立基于零件或子装配体的三维模型设计和装配，并且提供了丰富的约束条件完成可以满足的工程实践要求。建立三维模型在装配体环境下可以很好的对零件进行编辑和修改，在生产实际中便捷的把立体图转换为工程图，在生产应用中充分利用PRO/E软件进行几何造型设计，进一步利用数控加工设备进行技术加工，可以显著提高减速器的设计制造精密、设计制造质量、设计制造效率，从而缩短产品更新换代生产的整个周期。其最显著的特征就是使用参数化的特征造型。涵盖了产品从概念设计、工业造型设计、三维模型设计、分析计算、动态模拟与仿真，到工程图的输出、生产加工成产品的全过程。本软件采用单一数据库、参数化、基于特征、全相关的概念，改变了机械CADCAECAM的传统观念，这种全新的概念已成为当今世界机械CADCAECAM领域的新标准。PRO/E引入了行为建模功能，可以通过对用户的设计要求和目标的分析，自动得到最优结果。它所涉及的主要行业包括工业设计、机械、仿真、制造和数据管理、电路设计、汽车、航天、玩具等。PRO/E系统用户界面简洁，概念清晰，符合工程设计人员的设计思想和习惯，整个系统建立在统一的数据库基础上，具有完整而统一的模型。而我国在PRO/E的减速器三维模型设计方面还相对比较薄弱，因此，随着经济全球化的发展，在此技术上我国需要不断的突破创新，逐步提高“中国创造”在国际市场的竞争力。（2）ANSYS有限元分析软件介绍由美国ANSYS公司开发的计算机模拟工程结构有限元分析软件ANSYS现已成为世界顶端的有限元分析软件。本论文以ANSYS软件为平台，以直齿圆柱齿轮为实例，研究了在ANSYS环境下实现齿轮精确建模、齿根应力分析、接触应力分析的方法。本论文采用采用APDL语言在ANSYS中完成齿轮精确建模，这种在ANSYS中建立的模型与其他诸如UG、PRO/E等CAD软件中建立模型,然后导入到ANAYS中进行分析相比，既省时省力，又克服了模型转换过程中容易出现的一些问题。根据有限元分析结果，与赫兹公式计算结果进行对比，验证了分析结果的可靠性，在保证结构安全可靠运行的条件下，提高设计制造的效率，降低设计研制成本。一个完整的ANSYS应用分析，典型的分析过程分为四个主要步骤A前处理PEPP7（GENERALPREPROCESSOR）创建或读入有限元模型，建立有限元模型所需输入的资料，如节点坐标、单元内节点排列次序等；定义材料属性；划分网格。B求解SOLUSOLUTIONPROCESSOR施加荷载,设定约束条件以及求解。C一般后处理POST1GENERALPOSTPROCESSOR或时间历程后处理POST26（TIMEDOMAINPOSTPROCESSOR）查看求解结果中的变形、应力、应变、反作用力等基本信息；获取求解结果分析信息；绘制求解结果的各种分析曲线；获取动态分析结果用与时间相关的结果处理。POST1用于静态结构分析、屈曲分析及模态分析，将求解所得的结果，如变形、应力、内力等资料，通过图形接口以各种不同表示方式把变形图、应力图等显示出来。而POST26仅用于动态结构分析，用于与时间相关的时域处理。D结果分析检查分析结果，检验分析结果。在得到检验分析结果后，如果检验结果正确，则分析的问题得到解决。如果检验结果与实际工程系统误差较大，则需要提供改进分析方案，重新回到当前处理进行分析。ANSYS除了采用GUI（图形操作界面）以外，还能采用命令流方式完成分析，即进行参数化设计编程（ANSYSPARAMETRICDESIGNLANGUAGE,APDL）。ANSYS参数设计语言采用高级程序语法的规则进行，如参数的定义、数学表达式、分支及循环等。因此可以通过参数化变量方式建立分析模型，用建立智能化分析的手段为用户提供了自动完成有限元分析过程的功能，是ANSYS进行二次开发的工具之一。3本文主要研究内容减速器的参数选择参考机械设计课程设计中的二级直齿圆柱齿轮减速器的数据，并在此基础上对其进行适当的简化和优化后，利用PRO/E软件进行三维实体建模，包括箱体、轴、齿轮轴、斜齿圆柱齿轮及部分标准件，其中详述斜齿圆柱齿轮的参数化建模过程、减速器装配及其运动学仿真过程，并对一对齿轮啮合进行有限元分析，来验证齿轮设计设计的正确性和可行性。该设计过程包括（1）系统的总体设计计算；（2）直齿圆柱齿轮参数化设计；（3）轴上其他零部件的设计与计算；（4）三维实体建模；（5）模型装配与运动仿真分析；（6）直齿轮啮合有限元分析；（7）结论分析。1圆柱齿轮减速器的设计计算11系统总体方案设计传动系统结构图如下图11传动装置总体效果图工作条件表11工作要求参数列表连续单向运转，工作时有轻微振动，输出端一般为带式运输机，其工作速度允许误差为5。传动系统中采用二级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。12电动机的选择根据已知工作条件计算工作机所需功率10WFP圆柱齿轮传动（7级精度）的效率109圆锥滚子轴承的传动效率28弹性联轴器的传动效率3传动系统总效率32104工作机所需输入端功率601863DFVPKW由此初步确定输入端可选电动机参数如下表12表12电动机参数列表电动机型号额定功率（）KW同步转速（）MINR满载转速（）IRY160M14111500146013计算总传动比及分配各级传动比此传动系统总传动比1460235MWNI工作拉力FKN工作速度/SMV卷筒直径MD613400所以此二级圆柱齿轮减速器的总传动比1235I为了便于二级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时。考虑面接触强度接近相等的条件，则两级圆柱齿轮减速器的传动比分配如下高速级传动比1234573II低速级传动比21/1总14计算传动装置的运动和动力参数传动系统各轴的转速，功率和转矩计算1轴（减速器高速轴）014610INNRMI83954DPKW119586TNN2轴（减速器中间轴）124025IN73RMI21P89829KW295NT164N3轴（减速器低速轴）3285R/IN1IM90804PKW345236TN15传动零件的设计计算151高速级直齿圆柱齿轮传动设计1定材料、精度等级、齿数选择直齿圆柱齿轮传动，小齿轮材料为，硬度为280HBS，大齿轮材料40CR（调质）为，硬度为240HBS，二者硬度之差为40HBS，载荷平稳齿轮速度不高，初45钢（调质）选7级精度，小齿轮齿数大齿轮齿数。124Z21573241538ZI2按齿面接触强度设计3211HEDTTTKD1确定式内各参数1载荷系数试选13TK2小齿轮传递的转矩662185495091090PTNMN3由表107选取齿宽系数D4由表106得材料的弹性影响系数MPAZE5大、小齿轮的接触疲劳极限LIM1LIM26050HHA应力循环次数91260428314HNNJL981275N6由图1021D得接触疲劳寿命系数，确定许用接触应力,取安全系数20HNK,1S1LIM2LI9465410HNMPAS取125HMPA（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径32189057319825091TDM2计算圆周速度TN6VMS3）计算齿宽B1509DT4）计算齿宽与齿高之比H模数12184TTZ齿高50473TMM9673BH5）计算载荷系数K系数，根据，选7级精度,得动载系数,直齿轮，1AK8VS61VK，由于是小齿轮相对于轴承是非对称布置，,HFK42H38F故载荷系数167AVHK6）校正分度圆直径33127509094TKDM计算模数M16094253DMZ3齿根弯曲疲劳强度校核132FASDYKTMZ（1）确定公式中各参数值1）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限查取LI1LIM250380FFMPPA2）查取弯曲疲劳寿命系数查取128NK3）计算弯曲疲劳许用应力。取定弯曲疲劳安全系数4S许用弯曲应力1LIM2LI085/143057286FNPASM4）计算载荷系数163AVHK5查取齿形系数和应力修正系数，2FAY，21SASY，158SAS比较取其中较大值代入公式计算1265801379326FASSFY6大齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度校核计算320859013891514MM取，然后按接触强度设计，分度圆直径，计算出小齿轮齿数2MD64，160947Z2772Z4齿轮的几何尺寸设计计算1两轮分度圆直径M130D2134ZM2中心距21ZAM3计算齿宽，取16DB21605B152低速级直齿圆柱齿轮传动设计1定材料、精度等级、齿数选择直齿圆柱齿轮传动，小齿轮材料为，硬度为280HBS，大齿轮材料40CR（调质）为，硬度为240HBS，二者硬度之差为40HBS，载荷平稳齿轮速度不高，初45钢（调质）选7级精度，小齿轮齿数大齿轮齿数。124Z214298ZI2按面接触疲劳强度计算3211HEDTTTKD（1）确定各式参数1）载荷系数试选T2）小齿轮传递的转矩6652182950951031064PTNMN3）取，材料系数。DMAZE84）大，小齿轮的接触疲劳极限LIM1LIM2HHMPA5）应力循环次数81260548301730HNJL817396接触疲劳寿命系数确定许用接触应力,取安全系数,12905HNK1SLIM112LI206540192HNHMPAS取15HMPA（2）计算1计算小齿轮分度圆直径3211068419823955TDM2计算圆周速度1TN2VMS3）计算齿宽B98DT计算齿宽与齿高之比H模数135124TTMZ齿高29803TM86703BH4）计算载荷系数K系数，根据，选7级精度,得动载系数,直齿轮，1AK25VS081VK则HF108425AVHK5）校正分度圆直径33115429893TKDM计算模数M1DZ3齿根弯曲疲劳强度校核231FASDYKTZ1确定式内各参数值1大小齿轮的弯曲疲劳强度极限查取LIM1LIM250380FFMPPA2弯曲疲劳寿命系数查取1208FNK3取定弯曲疲劳安全系数4S许用弯曲应力1LIM12LI25NAP4）计算载荷系数5查齿形系数和应力修正系数，计算21FAY21SASY1218557FAFASSY比较取其中较大值代入公式计算126580379316285ASFSY6大齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度校核计算3254068301MM取，然后按接触强度设计，分度圆直径，算出小齿轮齿数3M1D95，1985Z272Z4齿轮的几何尺寸设计计算1两轮分度圆直径M13D23178ZM2中心距21ZAM3计算齿宽，取19DBM21950B16轴的设计与计算161输入轴的设计与计算（1）求作用在齿轮上的力已知，由前面计算已知分度圆直径，则20N160DM125890163TANTAN278COS0TRTNNTFND（2）初步确定输入轴的最小直径选轴的材料为45钢（调制处理），根据文献1表153，取，于是得，015AMNPAD721460583310MIN取MIN2D3联轴器的选择联轴器的计算转矩,查表141，取，则1CAATK13AK13589725CAAN4轴的结构设计拟定轴的装配方案图121高速轴的结构图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，12轴段右端需制出一轴肩，故取23段的直径，取，其中，。初步选择滚动轴235DM2360LM12DM1250L承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由文献1表157中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，故，37DDT34D3418LM4段需要制出一轴肩，故，小45364512L560560直齿轮装在在67轴段，由于小直齿轮齿厚，故，7MB7L，。78340DM8L小直齿轮的周向定位采用平键连接，按由文献1表61查得平键截面76D，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为保证齿轮与轴配合HB150LM有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由KH过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为R6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为。425求轴上的载荷，确定截面。表13轴上载荷6按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力06MPA523350189069482212WTMCA前已选定轴的材料为45钢（调质）由文献1表151查得，故安全。1160,CAP7精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面承载齿轮的截面7左右两侧受应力最大，故只需校核承载齿轮的截面7左右两侧即可。截面5右侧抗弯截面系数33301D027WM抗扭截面系数254T截面5右侧弯矩M为6894563N截面5上的扭矩为90TM截面上的弯曲应力546324MPA7BW载荷水平面H垂直面VN512FN189F支反力F342V弯矩MM8916HM3264MV1M372总弯矩12985N985N扭矩T0T截面上的扭转切应力158903MPA4TW轴的材料为，调质处理。由表151查得45钢1160,27,5BMPA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献1附表32查取。因，经插值后查得，。2073RD3DD812又由文献1附图31可得轴的材料敏感系数为。0,5Q故有效应力集中系数为697182051Q1K）（）（由文献1附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数。60轴按磨削加工，由文献1附图34得表面质量系数为2轴未经表面强化处理，即，则综合系数为QK1971K06086297取碳钢的特性系数015，计算安全系数值CASM1CA2222760K6041543839S601489S15A故可知安全。截面7左侧抗弯截面系数33301542875WDM抗扭截面系数3332T截面5左侧弯矩M为68945546N截面5上的扭矩为1190TM截面上的弯曲应力54631274287BMPAMW截面上的扭转切应力1905T过盈配合处的，由附表38用插值法求出，并取，于是得K08K2080216K轴按磨削加工，由文献1附图34得表面质量系数为92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1QK1K2020966又取碳钢的特性系数015，计算安全系数值CASM1CA222271032K941576S03796S15A故可知安全。162中间轴的结构设计图123中间轴的结构图1确定输入轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据文献1表153，取,于是得，015AMNPAD71368254913320MIN2轴2的尺寸确定取，即，取，MIN40D1240DM1256L2350DM2395L，。3634L54L646LM163输出轴的结构设计图125低速轴的结构图1确定输入轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据文献1表153，取,于是得，015AMNPAD1658620415330MIN2轴3的尺寸确定取，即，取，MIN60D78678L67D6730LM，5756L45M45L349415L，。238239120D12017滚动轴承的选择及校核计算171输入轴滚动轴承寿命计算初步选择滚动轴承，由文献2表67中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，。MTDD25904E0319Y5RCKN063K表14轴承上的载荷NFNVHR14291355862222211载荷水平面H垂直面VFN1FN186支反力F92则NYFRDR4739122521则DA7421则12306302631514ARRFF，则查表得，XY则115875PRAPFN22120392634验证轴承寿命HLHPCNLRH2590407864606031故合格。172中间轴滚动轴承寿命计算初步选择滚动轴承，由文献2表67中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为，。MTDD25904E03517Y908RCKN018K表15轴承上的载荷NFNVHR390143695728222111则YRDR5712021则NFDA564921则12760309435ARRF，则查表得，XY则11510972PRAPFN2235689F4验证轴承寿命载荷水平面H垂直面VNFN4781FN421支反力F36923HLHPCNLRH2590436032614759082460160131故合格。173输出轴滚动轴承寿命计算初步选择滚动轴承，由文献2表67中初步选取03基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为，。MTDD381507E03517Y28RCKN027K表16轴承上的载荷NFNVHR248502351412211则YRDR71248921则NFDA321则129304502943588ARRF，则查表得，XY则11167PRAPFN2252403942F4验证轴承寿命HLHPCNLRH2590436016781606073故合格。18键连接的选择及校核计算181输入轴键的强度校核计算校核输入轴联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB4078，其中，则平键连接的强度条件MBLL3284005K31911352PPTMPAPALD故平键满足强度要求。校核小圆柱直齿轮1处的键连接载荷水平面H垂直面VFN21FN51支反力F02该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB50810，则平键连接的强度条件MBLL40155K332961354PPTMPAPALD故平键满足强度要求。182中间轴键的强度校核计算校核大圆柱直齿轮1处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB36106，则平键连接的强度条件MBLL20635K33891352PPTMPAPALD故平键满足强度要求。校核小圆柱直齿轮2处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB7016，则平键连接的强度条件MBLL54167005K33284135PPTPAPALD故平键满足强度要求。183输出轴键强度校核计算校核大圆柱直齿轮2处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB80142，则平键连接的强度条件MBLL58005K33117357PPTMPAPAKLD故平键满足强度要求。校核输出轴联轴器的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度MLHB128，则平键连接的强度条件MBLL108255K33107356PPTPAPAKD故平键满足强度要求。19联轴器的选择根据工作要求，选择弹性柱销联轴器较合理。输入轴联轴器选用型号LX1，公称转矩为，许用转速，250NM850MINR轴径为，故适用。输入轴联轴器16M819M04选用型号LX4，公称转矩为，许用转速，轴径为，25N8INR4，故适用。联轴器的校核计算50063已知输入轴，由文献1表141查得，由式（141）得，15T13AK，故满足要求。3897CAAK已知输出轴，由表文献1141查得，由式（141）得，2，故满足要求。3132581060579CAATKNMNM2电机选择21电动机选择（倒数第三页里有东东）211选择电动机类型212选择电动机容量电动机所需工作功率为；WDP工作机所需功率为WP；10FVPW传动装置的总效率为；432传动滚筒9601滚动轴承效率2闭式齿轮传动效率73联轴器效率4代入数值得809096024321所需电动机功率为KWFVPD5118略大于即可。D选用同步转速1460R/MIN；4级；型号Y160M4功率为11KW213确定电动机转速取滚筒直径MD50IN/612506RVNW1分配传动比（1）总传动比62154WMNI2分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比03410II则低速级的传动比826012I214电机端盖组装CAD截图图214电机端盖22运动和动力参数计算221电动机轴MNRKWNPTPMD816950I/420222高速轴MNRKWNPTMD096814950I/146111223中间轴MNRRKWNPTI62310950IN/MI/34161072222320224低速轴MNRKWNPTI873590612590IN/836970913312332102225滚筒轴MNRKWNPTI72061549095MI/761249443442033齿轮计算31选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4选小齿轮齿数，大齿轮齿数。取241Z7690342Z972Z5初选螺旋角。初选螺旋角132按齿面接触强度设计由机械设计设计计算公式（1021）进行试算，即30112HEDTTZTK321确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数1。6TK（2）由机械设计第八版图1030选取区域系数。432HZ（3）由机械设计第八版图1026查得，则780170。521（4）计算小齿轮传递的转矩。MNNPT1086146090954511（5）由机械设计第八版表107选取齿宽系数D（6）由机械设计第八版表106查得材料的弹性影响系数MPAZE819（7）由机械设计第八版图1021D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。MPAH01LIMH502LIM13计算应力循环次数。91103650821466HJLNN920534（9）由机械设计第八版图（1019）取接触疲劳寿命系数901HNK。02HNK（10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计第八版式（1012）得MPASKHN5406901LIM122LI2（11）许用接触应力PAHH53121322计算（1）试算小齿轮分度圆直径DT140321THETDKTZ32486063410679107382956MM（2）计算圆周速度V0SMNT/78316549106（3）计算齿宽及模数1COS495TNTDMZ2MMTNT121CS6249706H225225245MMT4956/451101HB（4）计算纵向重合度0318124TAN2073TAN3180ZD4（5）计算载荷系数K。已知使用系数根据V76M/S,7级精度，由机械设计第八版图108,A查得动载系数V由机械设计第八版表104查得的值与齿轮的相同，故H421KH由机械设计第八版图1013查得351FK由机械设计第八版表103查得故载荷系数411111414222HVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（1010A）得31KDTTM153756491256493（7）计算模数ZMN1COS24024COS33按齿根弯曲强度设计由式（1017）321COSFSADNYZTK331确定计算参数（1）计算载荷系数。209FVAK3514（2）根据纵向重合度，从机械设计第八版图1028查得螺旋90角影响系数80Y（3）计算当量齿数。37269104214COS33311ZV5793322V（4）查齿形系数。由表105查得18251YFAFA（5）查取应力校正系数。由机械设计第八版表105查得791621SASA（6）由机械设计第八版图1024C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；MPAFE01MPFE3802（7）由机械设计第八版图1018取弯曲疲劳寿命系数，8501KFN；82KN（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14,由机械设计第八版式（1012）得MPAASFPFENK862341805752211（9）计算大、小齿轮的并加以比较。YSA136057391FYSASA2428由此可知大齿轮的数值大。332设计计算MMMMN5910843420164265180610232322497COS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面齿根弯曲疲N劳强度计算的法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强N度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100677MM来计算应有的齿数。于是由736214COS5COS1DZN取，则取2718102Z092Z34几何尺寸计算341计算中心距AMMZN2140973614COS207COS21将中以距圆整为141MM342按圆整后的中心距修正螺旋角061497ARCOS214097ARCOS2ARCOS1MZN因值改变不多，故参数、等不必修正。KZH343计算大、小齿轮的分度圆直径MMZDN24970184COS5221A53251344计算齿轮宽度MBD5671圆整后取B12低速级取M330Z由823412I取46874ZMZD21879043A573BD9013圆整后取MB5,34表1高速级齿轮计算公式名称代号小齿轮大齿轮模数M22压力角2020分度圆直径D22754ZM12109218ZDM2齿顶高HA12HAA齿根高F1CFF齿全高HA2齿顶圆直径DA1AAMZMHZDAA22表2低速级齿轮计算公式名称代号小齿轮大齿轮模数M33压力角2020分度圆直径D32754ZM12109218ZDM2齿顶高HA21AAH齿根高F1CFF齿全高HA2齿顶圆直径DA1AAMZMHZDAA224轴的设计41低速轴411求输出轴上的功率转速和转矩P3N3T3若取每级齿轮的传动的效率,则MNRKWNPTI84273590612590IN/83697013312332102412求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为MMZD4014NNFTTANTRT90814TA36213679362COSTCOS8735243圆周力,径向力及轴向力的TRFA413初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据机械设计第八版表153,取,于是得120AMNPD647076593330MIN输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径为了使所选的轴直径与联轴D12器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩,查表考虑到转矩变化很小,故取,则TKACA331KAMNMNTACA695473584213按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T50142003或手册,CA选用LX4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为2500000半联轴器的孔径MN,故取,半联轴器长度L112MM,半联轴器与轴配合的毂孔MD51MD5021长度L84414轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图41（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1根据联轴器为了满足半联轴器的轴向定位要示求,12轴84,501212MLD段右端需制出一轴肩,故取23段的直径左端用轴端挡圈,按轴端直径取D623挡圈直径D65MM半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在ML841半联轴器上而不压在轴的端面上,故12段的长度应比略短一些,现取ML8212初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游子隙M623组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313。其尺寸为DDT65MM140MM36MM，故；而。MD65743L82,5465653）取安装齿轮处的轴段45段的直径；齿轮的右端与左轴承之间704采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度ML854，故取H6MM，则轴环处的直径。轴环宽度，DH07MD8265HB41取。ML5654）轴承端盖的总宽度为20MM（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L30MM，故取ML574032低速轴的相关参数表41功率P3KW69转速NMIN/7125R转矩T3N84312段轴长L2184MM12段直径D50MM23段轴长L324057MM23段直径62MM34段轴长L43495MM34段直径D65MM45段轴长L5485MM45段直径70MM56段轴长L65605MM56段直径D82MM67段轴长L76545MM67段直径65MM（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面D54BH20MM12MM，键槽用键槽铣刀加工，长为L63MM,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，67NH选用平键为14MM9MM70MM，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向K定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为M6。42中间轴421求输出轴上的功率转速和转矩P2N2T2MNRRKWNPTI62310950I/MI/34161097051222320422求作用在齿轮上的力（1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为MMZD140353NNFTTANTRT35214TA214297063COS0T376COS523（2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为MMZD932NNFTTANTRT1234TA95495706COS0T13COS2162423初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45钢,调质处理根据表153,取,于是得120AMNPD63027123601332MIN轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。D12图42424初步选择滚动轴承（1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游子隙组、标准精度级MD3521的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为DDT35MM72MM1825MM，故，；6521L8165（2）取安装低速级小齿轮处的轴段23段的直径；齿MD4532L8291轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用L90轴肩定位，轴肩高度，故取H6MM，则轴环处的直径。轴环宽度，D