理学毕业设计Proe参数化齿轮

1、毕业设计说明书齿轮传动的建模与仿真齿轮减速器学 号： 05姓 名： 张奎班 级： 048841专 业：机电一体化系 部：机电工程系指导老师： 陈凤目 录引言-(3)第1章 传统设计-（4）1.1总体设计-(4)电动机的选择-(4)传动比的分配-(5)传动装置的运动和动力参数计算-(5)1.2传动零件的设计计算-(5)高速级齿轮传动的设计-（5）低速级齿轮传动的设计-(9)1.3轴的设计-(12)轴的材料选择和最小直径估算-(12)减速器装配草图的设计-(12)轴的结构设计-(12)1.4轴的的校核-(14)轴的力学模型的建立-(14)计算轴上的作用力-(15)计算支反力-(15)绘制转矩、弯矩

2、图-(16)弯扭合成强度校核-(16)1.5键的选择与校核-(17)1.6滚动轴承的选择与校核-(17)1.7联轴器的选择-(18)1.8箱体及其附件的设计-(18)1.9润滑、密封的设计-(19)第2章Pro/E设计流程-(19)2.1 Pro/E建模-（24）2.2 Pro/E仿真-（26）第3章毕业设计小结-(29)参考文献-（30）引 言齿轮被作为工业的象征镶嵌在国徽上，这是因为齿轮与齿轮减速器几乎是所有机械成套设备的传动部件。齿轮在机械装备中传递动力或传递运动方面与皮带、摩擦、液压等传动件相比，具有传动功率范围大、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、安全可靠等特点和优点。齿轮传动是机

3、械传动中数量最大，应用最广泛的传动。齿轮制造业在国际上是一个大的产业。中国是一个巨大的齿轮市场。齿轮制造技术在吸收电子信息技术的营养后焕发出新的活力。新中国成立以来，中国的齿轮制造技术有了长足的进步。近年来,世界经济，特别是中国经济的发展带来了对齿轮传动产品(齿轮传动变速箱)的旺盛需求。相关行业，如信息、电子、新材料等的发展也推动了齿轮传动技术的发展。对于齿轮传动的建模与仿真的意义，我们要说的是，在以往不管设计那一种机械产品，都得先根据相关的数据以及其他的辅助条件，之后，也是最重要的一点，就是必须根据计算出的数据生产出样机，再进行相应的运动学、静、动平衡等等复杂而多样的试验，如此才可以确定所设

4、计的产品是否合理、得当、实用，然而从经济角度以及市场竞争的方面考虑，这个传统的设计过程所须的时间、人力、财力颇多，不利于长久发展，对于其研究必须得到一个可持续的革命。现在我们以PC机为平台，通过结合相关的软件（这里主要运用Pro/E软件），根据相应的计算数据，把所设计的机械产品（这里主要指斜齿轮和直齿轮）所需要的零部件的三维实体全部绘出，再装配成整体，最后通过软件的机构仿真模块，对所设计的产品进行各种力学、热学等测试，一旦发现设计不当的地方可以及时改正，避免了传统设计中设计不当造成的财力及资源的白白浪费，继续测试，直到设计完好为止，如此一来，大大地提高了设计效率，缩短产品的设计周期，有利于长久

5、发展，同时又可带来很大的经济效益。第1章 传统设计1.1总体设计原始数据传动带牵引力F=6KN，传动带线速度V=1.3m/s,滚筒直径D=450mm 。工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为±4%，输送机效率为0.96。工作年限：10年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相电源，电压380V；工作情况：双班制，连续单向运转，轻微冲击；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，中等批量生产。检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；传动方案：1电动机 2联轴器 3减速器 4联轴器 5滚筒 6传动带电动机的选择（1）电动机类型的选择 根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步

6、电动机。（2）电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率：Pw=kw=kW=8.125kW其中，w为工作机传动功率。为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率。设各效率分别为：1=4（弹性联轴器）、2（8级闭式齿轮传动）、3（滚动轴承）。由表查得：1=4=0.99，2=0.98，3=0.98；则传动装置的总效率为：=122334=0.886。电动机所需功率为：Pd= Pw/=8.125/0.886KW=9.17kW由表确定电动机的额定功率为11kW。（JB/T9616-1999）（3）电动机转速的选择 选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种作对比。工作机转速 nw=60

7、*1000v/*D=r/min=55.175r/min总传动比i=nm/nw，其中nw为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于下表比较表1.1两种电动机的数据:方案电动机型号额定功率/KW同步转速/（ r/min）满载转速/（r/min）总传动比iY160M-4111500145926.443Y160L-611100097117.599由上表可知方案总传动比过大，为了能合理的分配传动，使传动装置结构紧凑决定选用方案。传动比的分配现总传动比i=17.599。因没有其它传动机构，故该减速器传动比if=i=17.599；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度，两级齿轮减速器高速级

8、传动比i1与低速级传动比i2的比值为1.2，即i1=1.2 i2。则再由i1i2=if=17.599得：i1=4.595，i2=3.830。传动装置的运动和动力参数计算1) 各轴转速的计算nm=971 r/minn= nm=971 r/minn= n/i1=971/4.784 r/min =202.968 r/minn= n/i2=202.968/3.83r/min=55.169 r/minn= n=55.169 r/min2) 各轴输入功率的计算Pd=9.17KWP= Pd1=9.170.99KW=9.078KWP= P23=9.0780.980.98KW=8.719KWP= P23=8.1

9、790.980.98KW=8.374KWP= P34=8.3740.980.99KW=8.124KW3) 各轴输入转矩的计算Td=9550Pd/ nm=95509.17/971N·m=90.189 N·mT=9550 P/n=95509.078/971 N·m=89.284 N·mT=9550 P/n=95508719/202.968N·m=410.244 N·mT=9550P/n=95508.374/55.169 N·m=1449.577 N·mT=9550P/n=95508.124/55.169N·m

10、 =1406.300 N·m传动比表将各轴的运动和动力参数列于下表：轴号转速n/(r/min)功率P/kw转矩T/ N·m09719.17190.1899719.0784.78489.284202.9688.7193.83410.24455.1698.37411449.57755.1698.1241406.3001.2零件的设计计算高速级齿轮传动的设计（1）选择材料与热处理所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表，选用价格便宜便于制造的材料；小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度215HBS，硬度差45HB

11、S较合适。（2）选择精度等级，带式运输机是一般机械，速度中等，故选择8级精度。（3）按齿面接触疲劳强度设计。本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计。根据式 d11）载荷因数K。圆周速度不大，精度中等，齿轮关于轴承不对称布置，查表取K=1.22）转矩T1T1=89.2841000 N·mm=89284 N·mm3）接触疲劳许用应力HH=HminZN/SHmin由教材图6-37查得：Hlim1=550MPa ，Hlim2=390Mpa接触疲劳寿命系数ZN：按一年300个工作日，双班每天8小时计算，由公式N=60njth得N1=60971

12、1（2103008）=2.8109N2= N1/ i1=2.79108查教材图6-38中曲线1，得:ZN1=1 ZN2=1.03按一般可靠性要求，取SHmin=1H1=HminZN1/SHmin=5501/1=550MpaH2=HminZN2/SHmin=3901.03/1=401.7MPa4）计算小齿轮分度圆直径d1 由教材表6-12，取d=1d1=58.53(mm)取d1=60(mm)（4）确定主要参数，计算主要几何尺寸。1）齿数：取z1=23，则z2=z1i1=234.784=110.032,取z2=1102）验算传动比误差：i=0.02%<5%,合适。3）初选螺旋角0=12。4）

13、确定模数mn。mn= =2.489,取mn =2.5mm5）计算中心距ad2=d1i1=58.534.595=268.945mm初定中心距a0=，圆整取a=170mm6）计算螺旋角。，得实际螺旋角18.463o，在8o20o范围内，故合适。7）计算传动的主要尺寸。实际分度圆齿宽b b=取,8）验算圆周速度=因为6m/s,故取8级精度合适。9）校核弯曲疲劳强度。复合齿形因数由课本图6-40查得，弯曲疲劳许用应力由图6-41得弯曲疲劳极限应力。由图6-42得弯曲疲劳寿命系数：弯曲疲劳的最小安全系数：按一般可靠性要求，取=1。计算得弯曲疲劳许用应力为校核计算<故弯曲疲劳强度足够。（5）齿轮结构

14、设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的高速轴配合段直径计算，见表F-14；大齿轮结构草图见附图1。表 高速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm 法面模数2.5法 面压力角20螺旋角18.463齿 数23106传动比4.595分度圆直 径60.62279.38齿顶圆直 径=65.62284.38基 圆直 径56.596齿根圆直 径54.37273.13中心距170齿 宽6862注：对于该大小斜齿轮，由于Pro/E建模过程中出现一些问题，故可对齿轮加入变位因数XN，变位因数值为0.38，即小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变位。低速级齿轮传动的设

15、计（1）选择材料与热处理。所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表，选用价格便宜便于制造的材料；小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度215HBS，硬度差45HBS较合适。（2）选择精度等级，带式运输机是一般机械，速度中等，故选择8级精度。（3）按齿面接触疲劳强度设计。本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计。根据式d11）载荷因数K。圆周速度不大，精度中等，齿轮关于轴承不对称布置，查表取K=1.42）转矩T=410244.226 N·mm3)接触疲劳许用应力HH=HminZN

16、/SHmin由教材图6-37查得：Hlim1=6100MPa ，Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数ZN：按一年300个工作日，双班每天8小时计算，由公式N=60njth得N1=609711（2103008）=2.92108N2= N1/ i1=7.6107查教材图6-38中曲线1，得:ZN1=1.15 ZN2=1.3按一般可靠性要求，取SHmin=1 H1=HminZN/SHmin=6101.15/1=701.5MpaH2=HminZN/SHmin=5001.3/1=650MPa4)计算小齿轮分度圆直径d1 由教材表6-12，取d=1d1=88.06(mm)取d1=90(mm)5)计算圆

17、周速度=0.956m/s因为6m/s,故取8级精度合适。(4)确定主要参数，计算主要几何尺寸。1)齿数：取z1=23，则z2=z1i1=233.83=88.09,取z2=892)验算传动比误差：i=0.2%<5%,合适。3)确定模数m。m=d1/z1 =3.91,取m=4mm4)分度圆直径;d1=mz1=423=92mmd2=mz2=489=356mm5)中心距aa=224 mm6)齿宽bb=取b2=92mm,=98mm ( 5 )校核弯曲疲劳强度。1)复合齿形因数，由图6-40得：YFS1=4.3 YFS2=3.962)弯曲疲劳许用应力由图6-41得弯曲疲劳极限应力： =510Mpa,

18、 MPa由图6-42得弯曲疲劳寿命系数：弯曲疲劳的最小安全系数：按一般可靠性要求，取=1。计算得弯曲疲劳许用应力为3)校核计算140Mpa<故弯曲疲劳强度足够。（6）齿轮结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的高速轴配合段直径计算，见表F-14；大齿轮结构草图见附图2。表低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm模 数m4压力角20齿 数2389传动比3.870分度圆直 径92356齿顶圆直 径=100364基 圆直 径334齿根圆直 径82346中心距224齿 宽98921.3轴的设计轴的材料选择和最小直径计算根据工作条件，初选轴

19、的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，直径增大5%7%，两个键槽时，直径增大10%15%。A值由课本查表确定：对于各轴A值取相等，即A=118。高速轴：最小直径D11，考虑到键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取D11=25mm中间轴：计算同上，D19=45mm低速轴：计算同上，D32=70mm减速器装配草图的设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图，见附图3。轴的结构设计（1）、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如附图4所示。

20、1)各轴段直径的确定D11：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，D11=25mmD12：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），D12=28mmD13：滚动轴承段，D13=30mm。滚动轴承选取NF206，其尺寸为D14：过度轴段1，D14=36mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。D15：过度轴段2，D15=40mmD16：过度轴段3，D16=35mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。D17：过度轴段4，D17=40mmD18： 滚动轴承段，D18=D13=30mm2）各轴段长度的确定L11：由联轴器的毂孔宽度确定，L11=62mmL

21、12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，L12=50mmL13：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L13=16mmL14：由箱体结构、装配关系等确定，L14=10mmL15：由高速级小齿轮宽度确定，L15=68mmL16：由连接强度确定，L16=10mmL17：由连接强度、材料的使用经济性及结构美观等确定，L17=48mmL18：同L16L19：同L15L20：同L14L21：同L133）细部结构设计由于该高速轴采用的是圆柱滚子轴承，轴较小段采用定制套筒进行轴向定位，而另一段采用轴端挡圈进行轴向定位。（2）、中间轴的结构设计中间轴轴系的结构如附图5。1）各轴段直径的确定D19：最小直径，

22、滚动轴承轴段，D19=45mm。滚动轴承选取6209，其尺寸为D20：高速级大齿轮轴段，D20=50mmD21：过渡轴段，根据齿轮的轴向定位要求，D21=56mm齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构D22：同D21D23：同D20D24：同D192）各轴段长度的确定L22：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L22=25mmL23：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，L23=74mmL24：由过渡轴段，根据齿轮的轴向定位要求，L24=12mmL25：由低速级小齿轮宽度确定，L25=98mmL26：同L24L27：同L23L28：同L223）细部结构设计（3）、低速轴的结构设计低速轴轴系的结

23、构如附图6。1）各轴段直径的确定D25：滚动轴承处轴段，D25=70。滚动轴承选取6214，其尺寸为D26：过渡轴段，考虑到低速级大齿轮的轴向定位，D26=75mmD27：低速级大齿轮轴段，D27=80mmD28：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，D28=84mmD29：过渡轴段，D29=76mmD30：同D25D31：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），D31=68mmD32：最小直径，安装连轴器的外伸轴段，D32=65mm2）各轴段长度的确定L29：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，L29=25mmL30：由过渡轴段，根据齿轮的轴向定位要求，L30=91

24、mmL31：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，L31=91mmL32：轴环宽度，L32=8mmL33：过渡轴段，L33=83mmL34：同L29L35：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，L35=38mmL36：由联轴器的毂孔宽度确定，L36=142mm3）细部结构设计1.4轴的校核对于轴的校核，这里只以高速轴为类，其他轴类似。、该轴的力学模型的建立（1）. 轴上力的作用力位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用力按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定高速轴上两个齿轮力的作用点位置。该轴上安装的NF206轴承，从表可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为8mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相

25、互位置尺寸。支点跨距L=288mm；高速级小齿轮的力作用点B到左支点A距离L1=52mm；两齿轮的力作点之间的距离L2=184mm；高速级小齿轮的力作用点C到右支点D距离L3=52mm。（2）. 绘制该轴的力学模型图由于高速级齿轮采用的是两个参数相同而旋向相反的斜齿轮，且对称布置，这样该轴上的轴向力互相抵消至零值。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下、计算该轴上的作用力由于本设计中高速轴上的两个小斜齿轮的参数相同只是旋向相反，所以我们可知它们对应的各种受力值的大小应该是相同的。圆周力：Ft1=Ft2=Fr1=Fr2= Ft1Fa1=Fa2= Ft1、计算支反力（1）.垂直面支反力（X

26、Z平面）参见上面力、矩图由绕支点A的力矩和，得：计算得（2）.水平面支反力（XY平面）参见上面力、矩图由绕支点A的力矩和，得：计算得（3）. A点总支反力FRA=D点总支反力绘制转矩、弯矩图（1）.垂直面内的弯矩图见上图B处弯矩：左= MBV右=C处弯矩：MCV左=右=，MCV右=左=（2）.水平面内的弯矩图见上图B处弯矩：MBH=C处弯矩：（3）.合成弯矩图见上图B处：C处：转矩图，见上图T1=89284当量弯矩图，见上图因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。B处：C处：弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。根据选定

27、的轴的材料45钢，调质处理，由课本相关表查得。因为，故强度足够。1.5 键的选择与校核这里主要以高速轴为类，其他轴类似计算。该轴外伸段采用了一个普通平键，用于与HL2型弹性柱销联轴器配合联接，其尺寸为，标记：键856GB/T1096-2003。轴外伸轴段直径d=25mm；键的工作长度L1=L-b=(56-8)mm=48mm；键的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm；传递的转矩T=90.189Nm；按课本相关表查得键静联结时的挤压许用应力=100Mpa。，故该键联结强度足够。1.6 滚动轴承的选择与校核这里只对高速轴上的圆柱滚子轴承进行校核计算，中间轴和低速轴上的深沟球轴承类似计算。滚

28、动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用圆柱滚子轴承。由于高速轴的结构设计，根据D18=D13=30mm，选用NF206。其基本参数查表知，=19.5KN，D=62mm，B=16mm。滚动轴承的校核（1）.轴向载荷由本设计对于圆柱滚子轴承采用的是称布置，而且两个小的斜齿轮由于参数相同只是旋向相反，所以轴向的合力为零。（2）.径向载荷根据轴的分析，可知：A点总支反力，D总支反力（3）当量动载荷P根据工况（轻微冲击），由所学课本表查得载荷系数。轴承1：轴承2：（4）验算轴承寿命因为，故只需要验算一个就可以。轴承预期寿命为一个大修期，即四年，为4年）（天）（小时）=199200h,另外对于滚子轴承，

29、其中，温度系数（轴承工作温度低于120度），轴承具有足够寿命。1.8 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输入、输出轴均选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取KA=1.2，则TCA=KAT=1.290.189 N·m=108.226 N·m。按照计算转矩TCA小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315 N·m，许用转速为5600 r/min，故适用。输出轴类似。标记：HL2Y 2562（对于输入轴）HL5Y 65142（对于输出轴）1.9 箱体及其附件的设计如下表表1.9箱体及其附件的尺寸名称符号

30、结构尺寸箱座壁厚10mm箱盖壁厚10mm箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度b、b1、b2b=b1=b2=15mm地角螺栓及数目直径df 、ndf =20mm,n=6轴承旁联接螺栓直径d116mm箱座与箱盖联接螺栓直径d216mm轴承端盖螺钉直径及数目d3n8mm10mm12mm446检查孔盖螺钉直径d48mm锪孔直径D0(箱座与箱盖联接)34mm(地角螺栓)42mdf 、d1、d2至箱外壁的距离C122mm26mmdf、d2至凸缘边缘的距离C220mm24mm轴承座外径D296mm140mm186mm轴承旁联接螺栓的距离S113mm140mm200mm轴承旁凸台半径R120mm轴承旁凸台高度h33m

31、m定位销直径D310mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离110mm齿轮端面至箱体内壁的距离210mm十、润滑、密封的设计对于二级分流式直齿-斜齿齿轮减速器的润滑方式，主要采用大齿轮顶齿浸油，以传递至整个齿轮传动系统。而对于其密封，分二种：各轴承端盖与箱盖、箱座的联接处主要采用油垫圈；大小轴承端盖与传动轴、输出轴的配合处采用油毡圈。第2章设计流程2.1Pro/E建模对于本设计的过程，本人这里将进行一个系统明了的介绍，以供大家一起参考、研究首先我们选择了二级分流式齿轮减速器为设计项目，以用来展现齿轮传动的传动功率范围大、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、安全可靠等特点和优点。其次我们选择一组原始数据，

32、进行主要零件的相关数据计算，如大小斜齿轮、直齿轮的齿数、模数等等，从而确定其他零件的尺寸，如箱盖、箱座、轴承端盖等等，另外我们还要对高速传动轴、轴承进行相关的校核计算，以确保理论上的安全。以上部分是我们进行运用Pro/E软件研究齿轮传动的准备工作。我们之后将根据计算得到的数据进行全部零件的三维实体建模，这里要说的是我们也是刚刚学习Pro/E软件，对于其庞大的实体造型技能还没有熟练运用，比如像拉伸、旋转、扫描等基本特征的造型以及混合、扫描混合、螺旋扫描、可变剖面扫描等高级特征的造型，因此也奋斗了很长时间去学习，最终也掌握了许多实体造型技能，遂甚感欣慰！以下我们重点介绍创建大小渐开线斜齿轮和大小直

33、齿轮的创建过程。小渐开线斜齿轮轴的创建（重点在斜齿轮）（1）创建基准曲线启动Pro/E软件，进入实体模块，打开程序菜单，输入相关程序。再利用关系菜单功能，实现小渐开线斜齿轮建模所需的基准曲线之一（2）创建齿形继续加入程序，创建圆柱实体继续利用关系进行约束动态拉伸并镜像出渐开线齿形（3）运用可变剖面扫描拉伸出斜齿轮一个齿（4）运用阵列功能创建全部轮齿（5）拉伸内部阶梯轴，并镜像之前创建的阶梯轴和圆柱齿顶圆实体（6）镜像，阵列创建另一半轮齿（7）拉伸，镜像外部阶梯轴（8）继续拉伸创建外部输入轴斜大齿轮的创建对于斜大齿轮的创建，同斜的小齿轮，这里不再具体说明。但还要注意一点，对于齿数在20到40（大约）的齿轮（渐开线斜齿轮、直齿轮），在建模时，要注意此时基圆直径大于齿根圆直径，选择使用边进行可变剖面扫描实现齿形时要注意，而对齿数大于40的齿轮，要注意此时基圆直径小于齿根圆直径，这里不