行星齿轮的三维建模与运动仿真(共66页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上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 日专心-专注-专业摘 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

2、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： 行星齿轮减速器、运动仿真、装配、三维建模AbstractPlan

3、etary 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 transmissi

4、on 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

5、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 car

6、rier 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 kno

7、wn 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 pow

8、er, 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 录第1章 绪论1.1 国内外的研究状况及其发展方

9、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

10、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

11、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

12、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

13、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

14、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

15、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，减小尺寸和重量出发，取=3。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、Z

16、UWGW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1-1行星齿轮传动的类型与传动特点传 动 类 型机构简图传 动 特 性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW2Z-X负号机构NGW1.13 13.7= 2.7 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，

17、工艺性好NW150= 525不限>7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=30100三个行星轮时<3040可用于短时、间断性工作制动力传动转臂X为从动时，当， 大于某值后，机构自锁3Z负号机 构NGWN500=20100100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，达到某值后机构会自锁，即02.4 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，分度圆半径为；内齿圈3，齿

18、轮为，分度圆半径为。（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（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（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：

19、式中，m为模数，为齿顶高系数。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，分度圆半径为；内齿圈3，齿轮为，分度圆半径为。遵循以上原则

20、, 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第一级太阳轮205.4行星轮34内齿轮88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

21、星轮的Flim 是乘以0.7后的数值。表3-1 齿轮材料及性能齿轮材料热处理Hlim(N/mm)Flim(N/mm)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC586214003756级行星轮267.5内齿轮40Cr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第一级太阳轮205.4行星轮34内齿轮883.3.2 初步计算齿轮主要参数（1）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

22、，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： 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 ）接触疲劳极限应力由机械设计学基础P150图530中的

23、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 ）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2×8小时，故 th=(300×10×2×8)=48000h N1=60×466.798×1×48000=1.344×109 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

24、接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 ）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。 ）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 圆周速度v查机械设计学基础P145表57，v1<2m/s，该齿轮传动选用9级精度。（1）用【5】式（6-6）进行计算式中系数， 、K、如表3-2u=29/19, 电动机效率，电机与输入轴间弹性柱销联轴器之间的效率为。则输入功率：= 则太阳轮的传递扭矩为T= (3-5)直齿轮算式系数，则太阳轮分度圆直径 （3-6） 表3-2接触强P度有

25、关系数代号 名称说明取值K使用系数查书【5】表6-5，轻微冲击1.25行星轮间载荷分配不均系数 查书【5】表7-2行星架浮动，6级精度1.20K综合系数n=3,高精度，硬齿面1.80齿宽系数查书【5】表6-60.73.3.3 按弯强度曲初算模数m因为取和中的较小值= （3-7）则=293.25N/mm则齿数模数的出算公式为： 查书【2】10-1取模数m=2.5mm. 其他几何尺寸的计算（，）其他几何尺寸的计算（，）齿顶高 由于正常齿轮， 所以齿根高 由于正常齿 所以全齿高 1. 几何尺寸计算： 将分度圆、齿顶圆、齿根圆、齿宽列于表3-3表3-3 高速级齿轮基本几何尺寸 单位：mm齿轮齿数分度圆

26、直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽太阳轮20505543.7534行星轮34859078.7534内齿轮88220225213.7534 表3-4 接触强度有关系数代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.3综合系数查【5】表6-4高精度1.6齿形系数查书【5】6-252.842.543.3.4 齿轮疲劳强度校核（1）外啮合查书【5】式6-19、6-20, 计算接触应力,用式6-21计算其需用应力,式中的参数和数值如表3-4 表3-4外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值使用系数按中等冲击查【5】表6-51.25 动载系数 6级精度，查【5】图6-5b1.01 齿向载荷分布

27、系数查书【4】图6-7（a）（b）（c）得=0.311.065 齿间载荷分布系数查【4】表6-9，六级精度1 行星轮间载 荷分布系数行星架浮动，查【5】表7-21.20 节点区域系数2.5 弹性系数查【5】表6-17189.8 重合度系数查【4】6-10得，0.90 螺旋角系数直齿，=01 分度圆上切向力685.7Nb工作齿宽17u齿数比 1.526寿命系数按工作15年，每年工作300天，每天12小时计算 ，按【5】图6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-101 润滑油系数查【4】图6-17 1.03速度系数查【5】图6-20， 0.95粗超度最小安全系数查【5】图6-211.0

28、1工作硬化系数内齿轮均为硬齿面，查【5】图6-221尺寸系数查【4】表6-151 最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-221.25接触应力基本值（3-10）接触应力 （3-11）许用接触应力: / = （3-12）故,接触强度通过（2） 齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳应力及许用应力 用书【5】6-34,、6-35、6-35、6-36计算并分别对太阳轮和行星轮进行校核。各项参数如表3-5表3-5 外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数代号名称说明取值齿向载荷分布系数1.054齿间载荷分布系数 1行星轮载荷分布系数按【5】式7-431.3太阳轮齿形分配叙述x=0,z=19,查【5】6-252.84行星

29、轮齿形分布系数x=0,查【5】图6-252.54太阳轮应力修正系数查【5】图6-271.57太阳轮应力修正系数查【5】图6-271.72重合度系数查【5】式6-40，0.72弯曲寿命能够系数N>31试验齿轮应力修正系数按所给区域图取2太阳轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.96行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.97齿根表面形状系数，查【5】图6-351.045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：=（3-13）弯曲应力： =.Y=（3-14）故<, 弯曲强度通过 行星轮 =./bm=103.79N/mm =./ =.=故<,弯

30、曲强度通过（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，不同的参数为u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11=.Z （3-15） （3-16）=mm（3-17）故 <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 =（3-18）=.= (3-19)=./ = (3-20)故<,弯曲强度通过3.4 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

31、出轴上的功率(为齿轮啮合效率)2.求齿轮上的力2.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 （3-47）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，

32、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-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

33、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，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来保证的，此处的直径尺寸公差为m6。4.

34、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 3 , （3-47）, （3-48）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N （3-49）总弯矩： （3-50） （3-51） 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 (3-52)前已选定轴的材料为40Cr,调

35、质处理，由【1】表15-1查得，故 <3.4.1.2输入轴1输入轴上的功率、转速、和转矩=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2求作用在齿轮上的力3. 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 (3-53)4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)联轴器处键槽： 3.4.1.3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 <e2初步计算当量动载荷p （3-55） 按【1】表13-6，

36、按式13-5，X=1,Y=0则： （3-56）= 1.2=1818.924N3 验算6010的寿命，根据【1】式（13-5）， ， （深沟球轴承） （3-57）>,满足寿命要求。3.4.2 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： 求两轴承

37、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：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算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： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间

38、力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算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：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺

39、寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9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 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）3.6.2.2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

40、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 ）图5-7 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理3.6 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，则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型弹性柱销联轴器，其公称转矩为N.mm。半联轴器的孔径=24mm（6）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

41、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：总宽度B： 总高度H： 箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8

42、 mm箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁凸台半径R1： 箱体外壁至轴承座端面距离： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： 凸缘联接螺栓直径： ,取10mm凸缘联接螺栓间距L：， 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n4 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径：,取d46mm检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n

43、=4启盖螺钉直径d5（数量）：（2个）定位销直径d6（数量）： （2个）齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 10mm小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 10mm 轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，1015 ，取 10大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>3050 ，取 40mm 箱体内壁至箱底距离： 20mm减速器中心高H： ，取H185mm。箱盖外壁圆弧直径R： 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1： 箱体内壁轴向距离L2： 两侧轴承座孔外端面间距离L3： 2、附件的设计（1）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A11

44、5mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4为M6，数目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）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）油面指示器 由机械基础P482附录31，取油标的尺寸为：视孔 A形密封圈规格（4）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）：dD0Ll

45、aDSd1M24 2343116425.42226（5）定位销 定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。12+1224，取L25mm。（6）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）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.

46、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=16mm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

47、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

48、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，

49、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1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）齿根圆半径（2）齿顶圆半径（3）齿根过渡圆角半径（4）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tan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为为 1/ 2 齿厚的夹角。将坐标旋转tan-+ ,然后以 y 轴为镜像中心(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