基于ProE的二级圆柱齿轮减速器三维实体设计
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基于ProE的二级圆柱齿轮减速器三维实体设计,基于,ProE,二级,圆柱齿轮,减速器,三维,实体,设计
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基于Pro/E的二级圆柱齿轮减速器三维实体设计Three - dimensional Solid Design of Secondary Cylindrical Gear Reducer Based on Pro / E摘要减速器是众多传动装置中的一种，介于工作机与原动机之间来传动动力，改变转矩和改变运动形式，在机械传动领域普遍应用。圆柱齿轮减速器应用更为广泛，乃是一般用途机械传动装置，对其进行机械设计更具有普遍意义。此次设计的任务是一台二级圆柱齿轮减速器，需要完成齿轮、轴、箱体结构参数以及尺寸的设计，另外还有标准件的选用，强度设计，动力学设计，润滑与密封设计等。按照减速器的设计要求对减速器进行初步的尺寸确定，其次对主要部件进行强度校核和刚度校核，最后对减速器各部件尺寸进行不断地完善以符合工艺及使用要求。在设计过程中使用Pro/E进行零件的造型、完成所有零件的装配、动力学仿真。借助于CAD技术着手设计可以减少成本，缩短生产周期，并且能保证设计的准确性。Pro/E是一款集成了CAD、CAE、CAM的综合性三维软件，其三维建模很方便，同时因为它使用了单一数据库，所以它的三维和二维能时刻保持一致性，减少了设计过程中重复修改的不必要性，大大缩短了设计时间。关键词 减速器；机械设计；Pro/E；零件造型AbstractReducer is one of many drives, between the working machine and the prime mover to drive power, change the torque and change the form of movement, in the field of mechanical transmission commonly used. Cylindrical gear reducer is more widely used, but the general use of mechanical transmission device, its mechanical design is more universal significance.The design task is a two-stage cylindrical gear reducer, the need to complete the gear, shaft, box structure parameters and size of the design, in addition to the selection of standard parts, strength design, dynamic design, lubrication and sealing design The According to the reducer design requirements of the reducer to determine the initial size, followed by the maincomponents of the strength check and stiffness check, and finally the size of the parts of the reducer to continue to improve to meet the process and use requirements. In the design process using Pro / E parts modeling, complete all parts of the assembly, dynamic simulation. With CAD technology to design can reduce costs, shorten the production cycle, and to ensure the accuracy of the design.Pro / E is a comprehensive 3D software that integrates CAD, CAE, and CAM, and its 3D modeling is easy, and because it uses a single database, its 3D and 2D can always be consistent and reduce design Repeated unnecessary changes in the process, greatly reducing the design time.Keywords Reducer mechanical design Pro / E parts modelingII目录摘要IAbstractII1 绪论11.1 减速器简介11.2 本次设计的意义与目的12 两级展开式圆柱齿轮减速器设计32.1 设计内容32.2拟定传动方案32.3电动机选择32.3.1电动机容量选择42.3.2电动机转速选择42.4 总传动比确定及其分配42.5传动装置的运动和动力参数52.5.1各轴转速52.5.2 各轴输入功率52.5.3各轴输入转矩T（Nm）53 减速器传动件设计73.1 高速级齿轮设计73.1.1 齿轮材料、热处理方式和公差73.1.2初算齿轮尺寸73.1.3调整小齿轮分度圆直径83.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度83.2低速级齿轮设计93.2.1 齿轮材料、热处理方式和公差93.2.2初算齿轮尺寸93.2.3调整低速级小齿轮直径103.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计103.3高速级轴设计133.3.1高速级轴上已知条件计算133.3.2确定高速轴段的直径和长度133.3.3轴的强度校核153.4中间轴设计173.4.1中间轴上已知条件计算173.4.2确定中间轴段的直径和长度173.4.3轴的强度校核183.5低速轴设计203.5.1低速轴上已知条件计算203.5.2确定低速轴段的直径和长度203.6键尺寸校核223.6.1输入轴上键强度校核223.6.2中间轴上键强度校核233.6.3中间轴上键强度校核233.7减速器的结构外形设计233.7.1箱体结构和材料233.7.2减速器附件253.8减速器的润滑263.8.1齿轮润滑263.8.2轴承润滑263.8.3减速器密封264 基于Pro/E的减速器造型和零件装配274.1 齿轮造型274.2 轴和轴承造型284.3 轴承端盖284.4 箱体的造型294.5 箱盖的造型294.6装配30结论32致谢33参考文献34附录35附录135附录235431 绪论1.1 减速器简介减速器是一种独立的闭式传动装置，介于工作机与原动机之间主要用来传递动力，降低转速和增大转矩。因其可靠的适应性在机械整个行业内应用较为广泛，比如在农业，矿业等领域。圆柱齿轮减速器是众多减速器当中较为普遍使用的一种，对其进行机械设计具有典型意义，其设计过程涉及机械设计各个方面，包括最基本的结构类型，尺寸大小，机械强度或者使用寿命的保证，标准零件规格选用也要会。近年来，我国减速机行业发展相当迅速。2005-2013年行业实现了年均15%以上的速度增长。近几年的减速机发展使得我国减速机品牌的质量不断提高甚至达到了国内外的先进水平，为此我们的减速机不仅能够满足国人的消费使用还能远销国外了。现在齿轮减速器正朝着高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高效率、低噪声、低成本、多样化、标准化的方向发展。虽然我们的减速机行业正在蓬勃发展着但是与国际间的那些先进减速机企业相比差距还是挺大的，这些差距主要体现在一些传动基础零件的质量以及产品的更新速度上，使用环境的变化会导致产品出现适应性变化，对于通用减速器尤为明显。对于减速器的研究，不仅需要时刻提升齿轮材料质量、增强加工水平以外，还需要不断地改进和增强传动原理以及传动结构，例如现在出现的平动齿轮的传动。现在减速器也大多与电动机直接相连，做成电动机-减速器的一体结构，并且已经推出了多种结构形式和多种功能型号的电机-减速器。放眼未来，由于对于微型的减速器的研究任然没有很大突破但是在医学、生物工程、机器人这些行业中，超小型的发动机基本已经研制成功，要是减速器能够发动机同步，也能在纳米级别的程度下研制出来，那么其推广发展将会十分远大。1.2 本次设计的意义与目的此次设计借用CAD技术进行辅助设计，与传统设计方法相比较设计周期明显缩短，对于设计人员来说工作量大大减少，同时也避免了因设计人员的主观因素而发生的错误。因此在以后的设计的道路上应该尽量都采用计算机辅助的设计思路。采用计算机辅助技术能让我们很直观的观察设计出来的产品三维图，如若发现在尺寸上不合理之处也能很方便的进行修改。本次设计采用的是美国参数技术公司PTC，是一款融合CAD/CAE/CAM技术于一体的三维软件。PROE采用参数化的设计理念，采用了单一数据库来解决特征的相关性问题即尺寸数据的联系与共用性。采用此方法如若改变三维图或二维图中某一尺寸，则所有工程中此尺寸都将做出改变，大大缩小修改时间与出错率。本次毕业设计是在教师指导下由学生独立完成的，是检验学生对大学所学知识掌握程度的一次很好机会。设计的各个阶段都是相互联系的，不能仅仅靠着计算来确定尺寸，还要结合结构，工艺，经济性，标准化。在设计过程中应不断地计算，画草图修改才能获得最佳设计质量。机械设计是一场不断积累的道路，只有积累和利用长期以来所掌握的宝贵设计经验和资料才能加快设计步伐，避免不必要的重复性劳动。在设计过程中如能熟练的使用各计算机辅助软件，必能达到事半功倍的效果。随着计算机的不断发展，对于当代机械设计人员也提出了更为苛刻的要求，在掌握机械类知识以为还需要熟练掌握计算机软件的使用，不单单是机械类的应用软件还有办公软件也需要使用。所以此次毕业设计是一次最为综合的一次学习过程，我们在大学四年这是最后的也是最为正式的一次设计课程。2 两级展开式圆柱齿轮减速器设计2.1 设计内容设计内容为工作机输入转矩T：900 Nm；输送带工作速度v：1.4 m/s；滚筒直径D：400 mm；每日工作小时数：16h；使用年限：8年。主要内容包括：二级圆柱齿轮减速器总体设计、齿轮及轴强度校核等计算、装配图、部分零件图和三维建模仿真。2.2拟定传动方案减速器采用两级展开式圆柱齿轮减速器，因其总传动比较大，结构简单，应用最广。本次设计所选传动方案因其工作可靠、传动效率高、维护方便、成本也不高故选择图2-1所示传动方案。图2-1 两级展开式减速器结构简图2.3电动机选择工业中最常用的是三相交流异步电动机，在所有的电动机当中Y系列笼型三相异步电动机的使用最为广泛，因其效率高、工作可靠、结构简单维护方便、价格低所以被用于无特殊要求的场合，故本次设计选用Y型电动机。2.3.1电动机容量选择工作机转速:nw=66.85r/min (2-1)式中 v输送带输送速度为1.4m/sd滚筒直径400工作机所需功率Pw=Tnw/9550（kw）=6.3kw因为考虑到各级传动件之间具有摩擦损耗，所以电动机实际输出功率为：Pd=Pw/=Pw/（1）2（2）2（3）2=6.3/0.886=7.1kw式中，为原动机至工作机之间的总效率，由参考文献4查的1=0.99（一对滚动轴承效率），2=0.99（弹性联轴器效率），3=0.97（齿轮传动效率）对于承载稳定且长期使用的机械只要电机额定功率大于等于电机所需功率即可，即PedPd这样所选电机可以正常安全工作，不会引起发热。2.3.2电动机转速选择对于二级展开式两级齿轮减速器而言其传动比范围为860，故n0=（860）nw=534.84011r/min之间。就电动机来说同一种类、功率电机具有多种转速。选用高转速电动机，其结构小价格低但是会造成减速器尺寸大。而选用低转速电机其极对数高尺寸大价格高，因此应综合考虑选用最佳转速。根据参考文献4选用电动机如下:表2-1方案电机型号同步转速（r/min）满载转速额定功率（kw）1Y132M-4150014407.52Y160M-610009707.5方案1使得减速器尺寸过大，故选择方案2选择电机Y160M-62.4总传动比确定及其分配i=nm/nw （2-2）式中 i总传动比nw满载转速计算得总传动比i=970/66.85=14.51总传动比是各级传动比的连乘，设计多级传动装置时需将总传动比分配到各级传动机构。在减速器中应该使大齿轮直径相近来获得差不多的浸油深度，为此展开式减速器高速级传动比和低速级传动比按如下公式进行分配:i1=(1.11.5)i2且i1i2=i，所以算得i1=（44.7）选i1=4.2 ，i2=3.452.5传动装置的运动和动力参数2.5.1各轴转速nI=nm=970r/minnII=nI/i1=970/4.2=230.95r/minnIII=nII/i2=nm/i1i2=230.95/3.45=66.942.5.2各轴输入功率PI=Ped01=3.50.99=7.425kwPII=PI12=Ped0112=7.4250.990.97=7.13kwPIII=PII23=Ped011223=7.130.990.97=6.85kw式中 01电动机和1轴之间联轴器效率12高速级传动效率，包括高速级齿轮副和二轴上一对轴承效率23低速级传动效率，包括低速级齿轮副和二轴上一对轴承效率2.5.3各轴输入转矩T（Nm）T1=9550=73NmT2=9550=294.83NmT3=9550=977.26Nm将以上结果保存于表2-2表2-2项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）970970230.9566.94功率（kw）7.57.4257.136.85转矩（Nm）2.073294.83977.26传动比4.23.45效率0.990.96030.9603算出来的一上数据皆是为了后续的齿轮设计、轴设计、轴承选用、轴校核所做的准备。3 减速器传动件设计3.1 高速级齿轮设计3.1.1 齿轮材料、热处理方式和公差钢材韧性好，耐冲击，可以通过热处理和化学热处理改善力学性能及提高齿面硬度，故最适合用来制造齿轮。本次工作机为运输机，故大小齿轮采用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由参考文献5表10-1得HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW。平均硬度为小齿轮236HBW，大齿轮190HBW，选用8级精度。3.1.2初算齿轮尺寸因为是软齿面闭式传动，所以按照齿面接触疲劳强度计算，即d1t32KHtT1d.u+1u.(ZHZEZH)2 （3-1） 试选KHT=1.3小齿轮传递转矩为73000Nmm根据参考文献5表10-7选取齿宽系数d=1由参考文献5图10-20查得标准直齿轮区域系数ZH=2.5由参考文献5表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa初选小齿轮齿数Z1=23，Z2=234.2=96.6，取Z2为97，则端面重合度为:=1.88-3.2（1z1+1z2）cos=1.8-3.2(123+197)cos0=1.7072因为轴向重合度为0，所以Z=4-3=4-1.70723=0.88计算接触疲劳许用应力H，查参考文献5图10-25d得小大齿轮接触疲劳极限分别为Hlim1=580MPa，Hlim2=400MPa，小大齿轮应力循环次数分别为：N1=60n1jLh=609701830016=2.235109N2=N1/i1=2.235109/4.2=0.532109查得接疲劳寿命系数KHN1=0.95、KHN2=0.98,取失效概率为1%，安全系数s=1由下式H1=KHN1Hlim1S=0.955801=551MPaH2=KHN2Hlim2S=0.984001=392MPa取H1和H2中较小的值作为接触疲劳许用应力，即H=392，因此3-1算得:d1t32KHtT1d.u+1u.(ZHZEZH)2 =321.37300015.24.2（8392）2 =64.3633.1.3调整小齿轮分度圆直径由参考文献5表10-2查得使用系数KA=1线速度v=d1tn1601000=64.363970601000=3.267m/s,又根据齿轮是八级精度，查图10-8得动载荷系数KV=1.12根据参考文献表8-22可以查得齿间载荷分配系数KH=1.2根据参考文献5表10-4可以查得齿向载荷分布系数KH=1.421根据以上数据得实际载荷系数KH=KAKVKHKH=21=1.91由下式可得调整后的分度圆直径为d1=d1t3KHKHt=64.36331.911.3=70齿轮模数为m=70/23=3.04，取标准模数为3则分度圆直径和中心距为d1=mz=323=69mmd2=mz=397=291mma=d1+d22=180mm3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KFT1YFaYSaYdm3z2F（3-2）由参考文献5图10-17查得齿形系数YFa1=2.72、YFa2=2.19由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.56、YSa2=1.81弯曲疲劳强度计算的重合度系数为Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.7072=0.689许用弯曲应力F=KFNFLimS根据之前的应力循环次数查图10-22得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95、KFN2=1由图10-24c查得大小齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为170MPa和220MPa,弯曲疲劳安全系数为1.25所以可以算得大小齿轮许用弯曲应力分别为F1=0.952201.25=167.2MPaF2=11701.25=136MPa根据式3-2求得:F1=21.91730002.721.560.689127232=57.08F1F2=F1YF2YS2YF1YS1=57.082.191.812.721.56=53.32F2故满足齿根弯曲疲劳强度的要求。将低速级齿轮尺寸统计于下表表3-1高速级齿轮齿数分度圆直径（mm）齿顶圆(mm)齿根圆(mm)齿宽(mm)中心距(mm)小齿轮23697561.576180大齿轮97291297283.570对于齿轮结构设计而言，此齿轮齿顶圆直径小于160mm，故而做成整体式齿轮，又因为齿根圆到齿轮键槽顶部的距离不是很小所以不需要做成齿轮轴的形式。3.2低速级齿轮设计3.2.1 齿轮材料、热处理方式和公差大小齿轮采用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮常化处理。由参考文献5表10-1得HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW。平均硬度为小齿轮236HBW，大齿轮190HBW，大小齿轮均是软齿面齿轮，选用8级精度3.2.2初算齿轮尺寸因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行设计，设计公式为d1t32KHtT1d.u+1u.(ZHZEZH)2 (3-3)低速级小齿轮传递的转矩为T1=294830N.mm因为v未知，KH无法确定，所以初步选定KHt为1.3根据参考文献5表10-7选取齿宽系数d=1.1因为齿轮所用材料为锻造钢所以由参考文献5表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa因为是标准直齿轮，所以螺旋角为零，压力角为20度且变位系数和为0由参考文献5图10-20查得标准直齿轮区域系数ZH=2.5初选小齿轮齿数为Z3=25，则Z4=253.45=86.25取Z4为86端面重合度为：=1.88-3.2（1z3+1z4）cos=1.8-3.2(125+186)cos0=1.724因为轴向重合度为0，所以可以算得:Z=4-3=4-1.7243=0.871计算接触疲劳许用应力，查参考文献5图10-25d得小大齿轮接触疲劳极限分别为Hlim3=580MPa，Hlim4=390MPa，小大齿轮应力循环次数分别为：N1=60n1jLh=60230.951830016=5.32108N2=N1/i1=2.235109/4.2=1.542108按表所知失效系数为1%、安全系数为s=1，则小大齿轮接触疲劳许用应力分别可按下式算得：H3=KHN3Hlim3S=0.955801=495.9MPaH2=KHN2Hlim2S=0.983901=382.2MPa在正常使用情况下机械失效最先发生在许用应力较小的部件上，所以取接触疲劳许用应力为382.2MPa。则d3t32KHtT3d.u+1u.(ZHZEZH)2 =321.32948301.14.453.45（71382.2）2=101.69mm3.2.3调整低速级小齿轮直径由参考文献5表10-2查得使用系数KA=1齿轮圆周速度v=d3tn3601000=101.69230.95601000=1.23m/s,又根据齿轮是八级精度要求，查参考文献图10-8可以得到动载荷系数KV=1.02根据表8-22可以查得齿间载荷分配系数为KH=1.2由参考文献5表10-4查得齿向载荷分布系数KH=1.434根据以上数据得实际载荷系数KH=KAKVKHKH=11.021.21.434=1.755由下式可得调整后的分度圆直径为d3=d3t3KHKHt=64.36331.7551.3=112.39齿轮模数为m=112.39/25=4，取标准模数为4. 3.2.4按齿根弯曲疲劳强度设计如果齿轮齿宽系数、齿数和材料在确定的情况下，对齿轮弯曲疲劳强度影响最大的因素是模数，模数越大则齿轮的弯曲疲劳强度越高。可以由下式来按照齿根弯曲疲劳强度来试算模数：mt32KFtT1Ydz2(YFaYSaF)(3-4)因为式中各项参数并不确定，所以初选 KFt=1.3根据书本当中所推公式来计算弯曲疲劳强度重合度系数；Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.724=0.685式中为之前设计使算得的端面重合度系数式3-3中YFa为齿形系数，和齿制、变位系数、齿数有联系，而模数并不能影响到齿形系数，考虑到变位系数为零，齿数为25和86，故依据参考文献5图10-17查得低速级小齿轮齿形系数为YFa1=2.66，大齿轮齿形系数YFa2=2.25式3-3中YSa为负载施加于齿轮齿顶时所使用的应力矫正系数，故可通过参考文献5图10-18可以查询得YSa1=1.58，YSa2=1.77式3-3中F为齿轮的弯曲疲劳许用应力，其值可以按照以下的公式来进行计算：F=KFNFLimS式中:KFN弯曲疲劳寿命系数，因为已经在之前算出了应力循环次数，所以可以通过查询参考文献图10-22来确定其值得大小。KFN1=0.86，KFN2=0.88式中：FLim齿根弯曲疲劳极限，根据所选齿轮材料为45钢，故可以查询图10-24c得小齿轮与大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是FLim=230MPa，FLim=170MPa式中：S疲劳强度安全系数，对于弯曲疲劳强度来讲，其失效所产生的事故影响远比接触疲劳所造成的影响要大，故而在对齿根弯曲疲劳强度计算时取S=1.251.5之间，所以本次设计中选取S=1.4，取失效概率为1%故算得:F1=KFN2FLim2S=0.862301.4=141.29F2=KFN2FLim2S=0.881701.4=106.86根据以上所算数据，可以算得:YFa1YSa1F1=2.661.58141.29=0.0297YFa2YSa2F2=2.251.77106.86=0.0373因为大齿轮所算得的值大于小齿轮，在进行齿根弯曲疲劳强度设计是取较大值作为设计参数，所以取YFaYSaF=0.0373试算模数mt32KFtT1Ydz2(YFaYSaF)=321.32948301.12520.0373=3.46因为之前计算所用载荷系数是试选值，所以应该按实际载荷系数来调整齿轮模数D1=mz=3.4625=86.5，圆周速度v=d1n1601000=86.5230.95601000=1.045齿轮宽b=dd1=186.5=86.5齿宽高比b/h，h=(2ha*+c*)mt=(21+0.25)3.46=7.785mm所以得到:b/h=86.5/7.785=11.11根据圆周速度以及齿轮的加工精度可以从参考文献5图10-8查得动载荷系数Kv=1.06由表8-22可以查得齿间载荷分配系数KF=1.0由表参考文献10-4用插值法查得KH=1.417,结合b/h=11.11查图10-13，得KF=1.34,则实际载荷系数为 KF=KAKvKFKF=11.0611.34=1.48,则按照实际载荷系数求得齿轮模数为：m=mt3KFKFt=3.4631.451.3=3.82参照两次所算得的模数，按照齿面接触疲劳强度得到的模数大于按照齿根弯曲疲劳强度计算得到的模数，而模数的大小对齿根弯曲疲劳强度的影响较大，故选择弯曲疲劳强度计算得到的模数作为低速级齿轮的模数，并取标准值m=4，则分度圆直径为d3=112.39，算出的齿数为28，则大齿轮齿数为97，小齿轮与大齿轮齿数互质，所以较为合理。中心距为a=(d1+d2)/2=(112+388)/2=250齿轮宽带为b=dd1=112,鉴于无法避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮稍微加宽（510）mm，即b1=b+（510）mm=117122mm，取b1=120，b2=112将高速级齿轮数据参数汇总于表3-2：表3-2齿数分度圆直径（mm）齿顶圆(mm)齿根圆(mm)齿宽(mm)中心距(mm)小齿轮28112120110120250大齿轮97388396386112根据齿轮结构的设计形式低速级小齿轮做成整体式，低速级大齿轮做成腹板式，其结构尺寸的确定依据参考文献5关于齿轮结构的设计。3.3高速级轴设计3.3.1高速级轴上已知条件计算高速轴上输入功率为PI=7.425kw高速轴转速为nI=970r/min高速轴输入转矩为TI=73000N/mm作用在高速级小齿轮上的圆周力为Ft=2T1D1=2115.94N作用在高速级小齿轮上的径向力为Fr=Fttanncos=770.14N轴向力为零3.3.2确定高速轴段的直径和长度轴一般使用碳素钢和合金钢制成。碾压件和锻件是轴毛坯的主要加工手段，对于铸造件来说确实是很少用到的。因为碳素钢比合金钢成本低，且不容易产生应力集中，故而得到广泛的应用。钢材可以分为普通碳钢、优质碳钢。当对机械使用性能并无太高要求时为了节省成本可使用类似于Q235这样的普通碳素结构钢。如若机械要求时用限制大可使用优质碳钢比如45钢，也可以使用调质等热处理来进一步提高材料性能。本次是输送带减速机，故而是较为重要的场合，所以根据参考文献5表15-2选取轴的材料为45钢，调质处理。参照参考文献5式15-1初步估算轴的最小直径：dmin=A03P1n1（3-5）式中根据参考文献5表15-3，取A0=112，于是可以得到：dmin=A03P3n3=11237.425970=22.07mm初步假设高速轴的传动方案为如下图3-2图3-1高速轴传动图对于外伸段，式3-3所求得的直径为外伸段的最小直径。而外伸端的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI-II,为了使所选轴直径dI-II与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。计算轴径处有键槽时,应该适当增大轴径以中和因为有键槽而对轴强度的削弱。对于直径小于等于100的轴，有一个键槽直径应增大5%7%。则联轴器处直径应扩大为23.17mm以上。联轴器的计算转矩为Tca=KAT3 查参考文献5表14-1，考虑到转矩变化很小，所以取KA=1，3，则Tca=KAT3=1.373000=94900Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩，所以查表准GB/T5014-2003，选用联轴器LX2,其各项参数为d=25，L1=44，L=62，d1=48，故而dI-II=25dI-II段左端用轴端挡圈固定，同时为了保证轴端挡圈只压在联轴器的端面上而不压在轴端面上，故而dI-II要比联轴器孔长度要短，所以LI-II=42mm。dI-II端右边需要有一轴肩来进行轴向定位，要满足轴向定位，在直径小于等于80mm时，其直径差可以在610mm，所以取dII-III=32mm.段与dII-III之间并没有轴向定位，仅仅是为了轴上零件装拆方便或为了区分加工表面而设置，其直径差可设为15mm，所以=35mm初步选择滚动轴承：因此轴承主要承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。根据工作要求并借鉴=35mm，由参考文献4轴承选择目录中选取深沟球轴承6007型，尺寸为dDB=35 mm62 mm14mm。6007轴承的右端采用轴肩进行轴向定位，根据轴承的安装尺寸确定6007轴承右边轴端dIV-V=45mm,轴段lIII-IV=b=14mm。轴承采用润滑脂润滑，所以轴承端面距离箱体内壁距离为s=10mm确定高速轴轴承端盖的总宽度为20 mm(由轴承外径及轴承端盖的结构来确定)。为了能够使轴承端盖的打开以及利于对轴承添加润滑脂，取轴承端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，所以可以确定lII-III=50mm。高速轴右端轴承为保持一致性也应该选用6007深沟球轴承，所以dVII-VIII=35,取安装齿轮处的轴段dVI-VII=38mm，而为了保证封油盘能抵靠在齿轮上，所以lVI-VII应该比齿轮宽度略短，确定lVI-VII=72mm。根据参考文献取齿轮端面至箱体内壁距离为=18mm。所以可以确定lVII-VIII=s+b+1+4=47mm。对于轴端dV-VI而言，为了能给右端齿轮定位，故而其直径为dV-VI=50mm，因为是一轴环，根据轴环宽度b1.4h=1.46=8.4，所以取lV-VI=10mm。根据所绘装配草图，齿轮左端面距离箱体内壁距离为12+120+18=150，所以轴段dIV-V=150-10+10=150mm。至此轴上各段尺寸皆已经确定出来。确定轴上圆角、倒角尺寸以及键槽尺寸取轴端倒角为，其他各处的倒圆角为R=3。高速轴齿轮1键槽尺寸为bh=108，t=5,t1=3.3联轴器处键槽尺寸bh=87，t=4，t1=轴的强度校核轴上作用力计算如下作用在高速级小齿轮上的圆周力为Ft=2T1D1=2115.94N作用在高速级小齿轮上的径向力为Fr=Fttanncos=770.14N轴向力为零轴的计算简图如下图3-2高速轴计算简图按照计算简图和已知的圆周力以及径向力，进行力的平衡和力矩平衡可以算得轴承处的水平支反力和垂直支反力。水平支反力FNH1=L3L2+L3Ft=75203+752115.94=570.85NFNH2=L2L3FNH1=20375570.85=1545.1N垂直支反力FNV1=L2L2+L3Fr=713.86NFNV2=Fr-FNV1=192.79N有了支反力便可以算出水平和垂直的弯矩大小并作出弯矩图。水平弯矩 MH=FNH1L2=570.85203=115882.55Nmm垂直弯矩总弯矩参照弯矩和扭矩的合成应力来校核轴的强度，根据下式来计算校核：ca=M2+(T)2W-1 （3-6）式中：ca轴的计算应力，MPa M轴所受弯矩，Nmm T轴所受的扭矩，Nmm W轴的抗弯截面系数-1轴的许用弯曲应力为折合系数，当为静应力时，取为0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时为0.6；若是对称循环变应力则为1根据轴截面是圆轴，所以W=0.1d3=0.1383=5487.2综上所述便能够算得ca=115838.962+(0.673000)25487.2=32.33MPa轴材料为45钢，据参考文献5表15-1可以查的-1为60MPa，故而可以看出ca-1所以满足弯扭合成强度的校核条件。3.4中间轴设计3.4.1中间轴上已知条件计算中间轴上输入功率为PII=7.13kw中间轴转速为nII=230.95r/min中间轴输入转矩为TII=294830N/mm3.4.2确定中间轴段的直径和长度为保持材料使用的一致性，高速轴同样使用45钢作为使用材料。根据式3-5初步估算中间轴的最小直径：dmin=A03P2n2式中根据参考文献5表15-3，取A0=112，于是可以得到：dmin=A03P2n2=11237.13230.95=35.14mm初步拟定中间轴的传动方案为如下图3-4所示图3-3中间轴布置图定义各轴段直径和长度是依据轴向定位之要求。初步确定滚动轴承：因轴承基本上承受径向力的作用，所以可以选用最为常见的深沟球轴承。依据使用目的并根据，由参考文献4滚动轴承选用表中初步选用深沟球轴承6008型号。其尺寸为dDB=40 mm68 mm15 mm，故取=40mm。取放置齿轮处的轴段d2-3=d4-5=46mm，左边的齿轮的左端与左轴承右端之间采用封油盘定位。已知左边齿轮的宽度为120 mm，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，故选取l4-5=116。右边的齿轮宽度为70mm，同理取右端轴段68 mm，两齿轮之间采用同一个轴环进行定位，所以按照轴肩高度要求可以取d3-4=60,按照公式b1.4h=1.47=9.8，取轴环宽度为15mm参考参考文献有关于齿轮在箱体内部尺寸安排，取齿轮距箱体内壁的距离a=18，鉴于箱体可能具有铸造误差，所以为了确定滚动轴承位置时，按理距箱体内壁有一段距离s，并且轴承采用润滑脂润滑所以取s=10，依据滚动轴承宽度B=15，则l5-6=a+s+b+4+1=18+10+15+1+4=49mm。想到右端齿轮与高速轴齿轮啮合，大齿轮要比小齿轮单边短3mm，所以取右端齿轮距离箱壁距离=21 mm，所以l1-2=a+s+b+2+1=21+10+15+1+2=49mm。目前为止，已初步确定了轴的各端直径和长度。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，其他各处的倒圆角为R=1.5。两处键槽尺寸为bh=149，t=5.5，t1=轴的强度校核轴上基本力的计算对于高速级齿轮而言，作用在中间轴右端齿轮上的圆周力为Ft=2T2D2=2026N作用在高速级大齿轮上的径向力为Fr=Fttanncos=737.4N轴向力为零对于低速级而言，作用在小齿轮圆周力为Ft=5264.8N、径向力Fr=1916.2N轴的计算简图以及弯矩图如下图3-4中间轴计算简图根据力的平衡以及力矩平衡算得：水平支反力FNH1=Fr2L3-Fr3(L2+L3)L1+L2+L3=737.474-1916.2127.5224.5=-845.2NFNH2=Fr2-FNH1=737.4+845.2=1582.6N垂直支反力为 FNV1=Ft3L2+L3+Ft2L3L1+L2+L3=3657.8NFNV2=Ft3+Ft2-FNV1=5264.8+2026-3657.8=3633N在高速级大齿轮处水平弯矩为MH1=FNH1L1=-845.297=-81984.4Nmm在低速级小齿轮处水平弯矩为MH2=FNH2L3=1582.674=117112.4Nmm在高速级大齿轮处垂直弯矩为MV1=FNV1L1=3657.897=354806.6Nmm在低速级小齿轮处垂直弯矩为MV2=FNV2L3=363374=268842Nmm在高速级大齿轮处合成弯矩为M1=MH12+MV12=320106.3N.mm在低速级小齿轮处合成弯矩为M2=MH22+MV22=187257.5N.mm画转矩图如图11-7所示。高速级大齿轮处虽然弯矩大，但高速级大齿轮处除了有弯矩作用外还有转矩的作用，所以确定高速级大齿轮处为危险截面。同样的还是依据下式来校核弯扭合成强度。ca=M2+(T)2W-1取折合系数=0.6。抗弯截面系数为W=0.1d3=9733.6mm;抗扭截面系数为WT=0.2d3=19467.2mm故而可以得到ca=M2+(T)2W=320106.32+(0.6294830)29733.6=28.2MPa，由参考文献5表15-1查的45钢调质处理的许用弯曲应力为60MPa，所以满足强度要求。3.5低速轴设计3.5.1低速轴上已知条件计算为方便接下来的计算，列出已知条件如下：低速轴上输入功率为P3=6.85kw低速轴转速为n3=66.94r/min低速轴输入转矩为T3=977260N/mm3.5.2确定低速轴段的直径和长度同样的，低速轴仍然使用45钢作为加工材料。参照参考文献5式15-1初步估算轴的最小直径：dmin=A03P3n3式中根据参考文献5表15-3，取A0=112，于是可以得到：dmin=A03P3n3=11236.8566.94=52.39mm初步确定第三轴的装配方案如图3-5所示图3-5低速轴计算简图对于外伸段，式3-3所求得的直径为外伸段的最小直径。而外伸端的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI-II,为了使所选轴直径dI-II与联轴器孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩为 Tca=KAT3 查参考文献5表14-1，考虑到转矩变化很小，所以取KA=1.3，则Tca=KAT3=1.3977.26=1270438Nmm故而选取联轴器Lx4型号的弹性柱销联轴器。其空径位d=56mm，所以d1-2=56mm。为了满足半联轴器轴向定位要求，-轴段的左边应该制出一定位轴肩，根据轴肩高度设计的经验，取-的直径d2-3=64mm。半联轴器的右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故取l1-2=82mm。初步选择滚动轴承：由于轴承基本上承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参依据使用情况并且参照d2-3=64mm，因为承受轴承轴段与2-3段需要有直径差来以示区分。所以初步选取深沟球轴承6013型，尺寸为dDB=65 mm100 mm18 mm，故取=65 mm，=18 mm。两边的轴承皆采用相同型号的轴承方便零件采购装配。右边的轴承采用轴肩进行轴向定位，由课程设计手册查轴肩的高度h=6.5 mm，因此取=78 mm。取安装齿轮处的轴段d6-7=70mm，齿轮的左端面采用封油盘定位。已知齿轮的轮毂宽度为112 mm，为了是套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴端应该略短于轮毂宽度，故取l6-7=110mm。右端面采用轴肩单位，依据轴肩定位的要求，所以选取，d5-6=82mm。根据轴环宽度公式b1.4h=1.46=8.4，取。根据减速器及轴承端盖的结构情况来确定轴承端盖的总宽度为32 mm。同时还要使得轴承端盖能够方便的拆卸以及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2-3=62mm。轴承采用的是润滑脂润滑，所以轴承距离箱体内壁距离为s=10mm。取齿轮距箱体内壁之距离a=18mm，因为此轴上齿轮啮合时要比上一个齿轮啮合时要小8mm，所以齿轮距离箱体内壁实际距离为a=22mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8 ，已知滚动轴承宽度b=23 。中间轴上有两个齿轮，其中大齿轮齿宽为120 mm，小齿轮齿宽为76 mm，则可计算：l7-8=b+1+s+a+2=18+1+10+22+2=53mm，l4-5=4+12+76+18-10+10=110mm。所以，已初步确定了轴的各端直径和长度。确定轴上圆角、倒角尺寸和键槽尺寸取轴端倒角为，其他各处的倒圆角为R=1.5。依据1-2轴段直径为56，查阅有关参考文献得其键槽尺寸为bh=1610，t=6，t1=4.3，l=70mm同样的根据安装齿轮处轴段直径选取其键槽为bh=2012，t=7.5，t1=4.9，l=100mm3.6键尺寸校核3.6.1输入轴上键强度校核（1）外伸端处的联轴器与该轴段之间的链接采用平键链接，故而按照普通平键的链接强度校核计算。普通平键链接强度条件为:p=2000Tkld=4000Thldp(3-7)式中：T传递的转矩N.m k:键与键槽的接触高度，应为键高度的一半 l：键的工作长度，工作长度应该是不包括圆头部分的 d：轴径，mm p：键，轴，轮毂三者中许用挤压应力最小值，单位MPa，参见参考文献5表6-2其各项参数值为：直径d=25 mm，平键尺寸bhl=8 mm7 mm40mm。转矩T=73N.m,查阅参考文献5表6-2得p的值为100120，所以算得：p=2000Tkld=4000Thld=40007374025=41.7p所以输入轴联轴器处键符合要求（2）齿轮处键位双圆头型键，键的工作长度=L-b=63-10=43 mm，由参考文献5表2-5-2根据静联接及键的材料为碳素钢，故其许用挤压应力仍然为=100120MPa。由于齿轮的材料为调质钢，其许用挤压应力=100 MPa，故联接的许用挤压应力=100 MPa。根据式3-5校核得p=2000Tkld=4000Thld=40007384338=22.33p，故强度符合要求3.6.2中间轴上键强度校核中间轴采用的是相同规格的键，都是bh=149，其工作长度为l1=56-14=42，l2=100-14=86，中间轴的转矩为294.83Nm。所以按照式3-5算得p1=67.8，p2=42.59其值均小于许用挤压应力，故而满足强度条件。3.6.3中间轴上键强度校核（1）外伸端处的联轴器与该轴段之间的链接采用平键链接，故而按照普通平键的链接强度校核计算。按照之前所选择的平键尺寸为bh=16 mm10 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70 mm；齿轮与轴的定位也是用平键进行链接，其尺寸为bh=20 mm12 mm，长为100 mm。同时为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H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（2）键的实际工作长度分别为=L-b=70-16=54mm，联轴器上=L-b=100-20=80mm，由参考文献5表6-2，根据静联接及轴和键的材料均为碳素钢，故两者的许用挤压应力都为=100 MPa。由于齿轮的材料为调质钢，故其许用挤压应力=100 MPa，因而联接的许用挤压应力取为=100 MPa。输出轴转矩为977.26Nm根据式3-7可以得到:p12000Tkld=4000Thld=4000977.26105456=129.27p2=2000Tkld=4000Thld=4000977.26128070=58pp1在许用挤压应力100120之内,故键联接的强度足够。3.7减速器的结构外形设计3.7.1箱体结构和材料箱体的结构形式可以分为剖分式和整体式，另外还可以按照制造方式分为铸造箱体和焊接箱体。因为剖分式铸造箱体应用比较广泛，故而此次设计箱体就选择剖分式铸造箱体。部分式箱体是使用螺栓将箱盖和底座连接起来的一种减速器结构形式。其剖分面应该与轴线平面重合以利于轴系部件的安装和拆卸。剖分面要有一定的宽度并且需要一定的加工精度。对于底座还需要一定的宽度以便于保证放置的平稳性。对于减速器箱体来说，一般是使用HT200、HT150来铸造制成。对于铸铁因为其具有良好铸造性能和切削加工性、低成本的优点故而被广泛用于大批量的箱体生产过程中。箱体结构尺寸可以参考下图所示：图3-6箱体结构（1）为保证机体稳定需要增设加强肋，设置在轴承孔下方。（2）为了防止沉底的杂质被齿轮带起，齿轮距离箱体底面的距离7为20 mm。（3）为了使得减速器具备良好工艺性和强度，依据公式=0.025a+81=0.02a+8式中：a低速级中心距分别是箱座壁厚和箱盖壁厚双级传动减速器则=3所以根据上式算得箱座壁厚为12mm，箱盖壁厚为10mm（4）依据下式计算突缘厚度b=1.5b1=1.51b2=2.5上式计算结果分别为箱座、箱盖、箱底座突缘宽度。其计算结果为15、12、25mm（5）加强肋厚根据公式m=0.85，m1=0.851分别算得箱座和箱盖肋厚为8.5mm和6.8mm（6）根据公式df=0.036a+12=0.036250+12=21,来选择M24的地脚螺栓。根据参考文献4表3.1所给出的经验公式可以得到地脚螺栓数目为4个。（7）轴承旁连接螺钉也是依据公式d1=0.75df选取M16的螺钉。箱盖箱座的连接螺栓为M12的螺栓。螺栓间距为150200之间。（8）轴承端盖螺钉直径和数目查阅参考文献4表9.13分别为：I轴M6四个II轴M8四个、III轴M10六个。对于端盖直径也是查阅表9.13得到直径分别为I轴上轴承端盖直径为92mm，II轴上108mm，III轴上直径150mm3.7.2减速器附件（1）窥视孔和视孔盖：在机盖顶部开设视孔盖来观察箱内齿轮的啮合情况，同时也可以通过视孔盖向箱体内加油。开设了窥视孔后为了防止灰尘进入还需在窥视孔加设视孔盖。视孔盖用M6的螺钉固定并增加垫片来密封。（2）放油孔螺塞：为了排油需要在箱体底部设置放油孔螺塞来将沉积于底部的杂质排出箱体。使用放油螺塞和密封垫圈将其密封住。与螺塞孔相连的机体应该要凸出来以利于加工成螺孔。放油孔高度应该不得高于箱座内壁高度以免箱体里面的油排不干净。（3）油面指示器：用来检测箱体内油面的高度，看是否利于齿轮的润滑。须设置在利于观察且油面波动不大的地方。（4）通气孔：在减速器工作的时候，箱体内部会不断地产生温度，使得气压增大，故而设置通气孔来将箱体内多余的气体排出，维持箱体内外的气压平衡。（5）定位销因为减速箱需要拆装，为了能使每次拆装后上下箱体的定位精度保持一致同时也是保证轴承座孔的安装精度，需要在箱盖和箱体突缘处安装上定位销。（6）起盖螺钉因为减速器内部齿轮的运行需要与外界隔开防止灰尘进入，所以需要在箱盖与箱座接合面出涂水玻璃或者密封胶来保证密封。因此为了使得拆盖方便，在箱盖上加设起盖螺钉，只需柠动起盖螺钉便可以很方便的将箱盖顶起来。（7）起吊装置：减速器箱体铸造完成后需要搬运，所以应该在箱盖上铸造出吊耳或者吊环螺钉。同样的也需要在箱座上前后端铸造出吊钩。3.8减速器的润滑3.8.1齿轮润滑对于传动类零部件都需要添加润滑剂，对于减速器而言齿轮之间的啮合，轴承的滚珠都需要有良好的润滑。只有加入润滑才能减小摩擦所带来的功率缺失、防止生锈、降低传动噪声。图3-7润滑示意图减速器的圆周速度若是v12m/s则其润滑方式可选择浸油润滑。其齿轮浸油深度需要适当，因为搅油会有功率流失，同时还要保证能够充分的润滑。油池需要保证一定的深度和储油量。（1）对于高速级齿轮而言，高速级大齿轮浸油深度hf约为0.7个齿轮高度，但不小于10mm。高速级大齿轮高度为h=13.5mm，所以hf=13.50.7=9.45，所以应该选择浸油深度为10mm。（2）对于低速级大齿轮而言，其圆周速度约为1.36m/s，而当大齿轮的圆周速度在0.8m/s至12m/s时，低速级大齿轮的浸油深度hs应该在一个齿高（不小于10mm）1/6齿轮半径之间。齿轮半径和齿高分别为：194mm，18mm。所以hs在1832.3mm。若是按照满足低速级大齿轮的浸油深度要求，那么小齿轮便不满足要求，所以选择浸油深度为h=36+48.5+10=94.5mm。选用的润滑油类型为L-AN22型号的润滑油。3.8.2轴承润滑浸油齿轮圆周速度因为小于1.52m/s，所以轴承采用润滑脂润滑，可使用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。滚动轴承在采用脂润滑时，需要设置封油盘来防止轴承当中的润滑脂被箱体内因为啮合被挤出的润滑油给冲刷而流失。润滑脂选用通用锂基润滑脂。3.8.3减速器密封减速器需要密封的部位有很多，这是因为齿轮运动时不应该有杂质进入以免齿轮磨损减少使用寿命。对于箱盖与箱座之间应该涂上密封胶，并且其配合精度要好。对于轴承端盖的密封应选用毡圈密封，其密封原理根据毡圈在梯形槽中产生的径向压力来保证的。4 基于Pro/E的减速器造型和零件装配4.1 齿轮造型因为齿轮造型设计到很多参数，尤其是渐开线齿廓的绘制需要绘制渐开线方程。因而可以使用Pro/E参数化的设计思想来进行造型齿轮。首先设置有关齿轮绘制的参数，包括模数、压力角、齿数、齿宽。然后根据关系式绘制出齿顶圆、分度圆、齿根圆、基圆。再根据如下渐开线参数方程绘制渐开线。最后拉伸齿顶圆，以渐开线来切出齿廓，绘制轴孔。a=60*tR=0.5*db*sqrt(1+(a*pi/180)2)j=a-atan(a*pi/180)x=cos(j)*Ry=sin(j)*R最后拉伸齿顶圆，以渐开线来切出齿廓，绘制轴孔。对于腹板式的齿轮，按照其结构尺寸再绘制出来。对于大齿轮要注意的是齿根圆会在基圆之内，因才绘制齿轮底部时要以圆弧线来过渡。绘制出来的各个齿轮如下表所示。表4-1低速级上的齿轮（整体式）中间轴上高速级大齿轮（腹板式）低速级小齿轮（整体式）低速级大齿轮（腹板式）4.2 轴和轴承造型对于轴的建模，只需使用Pro/E的旋转创建实体的命令依据轴径和各轴段长度就可以创造出来了。创建出轴之后按照之前确定的键槽尺寸使用拉伸切除建模出来。对于轴承并不需要完全建立轴承，只需要满足装配要求创造出轴承外圆和内孔既可。4.3 轴承端盖轴承端盖采取的是凸缘式，通过旋转特征、拉伸切剪材料特征、倒圆角特征就可以完成对六个轴承端盖的造型。其造型图如下表4-2所示表4-2轴上轴上轴上透盖闷盖闷盖闷盖透盖闷盖4.4 箱体的造型箱体是最后装配的支架，其尺寸、结构需要根据前面设计所定下的尺寸来建模。整体结构可以通过拉伸来制作底座、箱体外壁、箱体突缘。最后通过拉伸切除制作出箱体内壁即可以。运用筋特征来创造出加强肋，孔特征创建出定位销孔和螺纹孔。创建模型如下图所示：4.5 箱盖的造型箱盖造型对应于底座的造型，应该与底座相匹配。比如突缘长度和宽度，轴承座孔的直径等。其造型过程与箱座造型过程类似，也是通过拉伸、抽壳来实现的。造型出来的箱盖如下图所示：4.6
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