基于UG的二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计

1、PAGE PAGE IV基于UG的二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计 摘 要 毕业设计的目的是培养学生综合运用所学知识。使学生建立正确的设计思想,掌握工程设计的一般程序、规范和方法。通过毕业设计进一步巩固、扩大和深化学生所学的基础理论知识和基本技能,提高了学生的专业能力。 本次设计的主要目的通过设计展开式二级圆柱斜齿轮减速器以及使用UG画图软件对减速器的零件建模以及装配和仿真，掌握减速器设计的步骤和知识，熟悉UG的操作，以便为以后在工作中更自如的使用绘图软件做好准备。由于以后需要工作的公司使用的软件是UG，产品和减速器也有一定的联系，因此此次设计的意义非常深远。 本次设计，主要分三个阶段进行。第一

2、阶段是对减速器零件和装配图尺寸的设计和运算，第二个步骤是使用UG建立减速器的三维图（零件建模以及装配图），二维图（工程图以及零件图），第三个阶段是对减速器的运动模拟以及数控加工模拟。 减速器广泛应用在工业生产中，此次设计的减速器是用在带式运输机中，转速要求不高，但是减速器的零件的配合精度以及表面粗糙度要求较高，否则会引起很到的振动。关键词：减速器，渐开式，斜齿轮，轴AbstractThe purpose of graduation design is integrated using of all the knowledge that we have learned . Enable stud

3、ents to establish the correct designing ideology, engineering design to master the general procedures, norms and methods. Through the graduation design ,we can consolidate ,expand and deepen what we have learned ,in the mean time ,we can improve our profession knowledge .The main purpose of the desi

4、gn is through the design of two cylindrical helical gear reducer and the use of drawing software UG parts reducer assembly and simulation modeling, as well as to master the steps of reducer design, to familiar with the operation of UG in order to using drafting software more freely. Because the comp

5、any that I will work for after graduation also uses UG software ,meantime the products of it have a great link of reducer , it has great far-reaching significance.I will mainly part this design to three parts . The fist part is designing the size of every part of the reducer and of the assembling of

6、 the it . The second part is drafting the 3 dimension and the 2 dimension of the parts and the assembly of the reducer . The third phase is establish the simulation of the movement of reducer and the NC machining simulation of it .Reducer is widely used in industrial production. This reducer is used

7、 in the transport belt, it does not ask for much speed, but it has great requirement for precision in the coordination of the parts . otherwise it will cause much vibration.Key word: reducer , Involute , bevel gear, axis目录设计任务书1第一部分 传动装置总体设计2 第二部分 V带设计4 第三部分 各齿轮的设计计算 6 1高速级斜齿圆柱齿轮设计计算6 2低速级斜齿圆柱齿轮设计计算

8、10 第四部分 轴的设计13六 第五部分 轴承的校核 16七、 第六部分 主要尺寸及数据 17八， 第七部分 UG绘图 20九、 参考文献 21十、谢辞 22需要全套图纸资料联系，QQ：1047713170PAGE PAGE 22设 计 任 务 书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号5运输机工作转矩T/(N.m)630运输机带速V/(m/s)0.9卷筒直径D/mm380工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。运输速度允许误差为。课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器零件图

9、及装配图（UG）。4)减速器运动仿真5）减速器数控加工仿真（UG）6）设计计算说明书编写。已给方案：外传动机构为V带传动。 减速器为两级展开式圆柱斜齿轮减速器。第一部分 传动装置总体设计传动方案（已给定）外传动为V带传动。减速器为两级展开式圆柱斜齿轮减速器。方案简图如下：二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级

10、齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）（1）工作机所需功率： 由于传动装置总效率： （设计手册式13-3）（3）选择电动机转速：（设计手册式13-5）由表1-8，表13-2查得 i1=2 i2=3 i3=4因此根据以上知，选择电动机类型为Y132M1-6型（课程设计表12-1）额定功率为4kw 满载转矩为960r/min 额定转矩为20N.m 最大转矩为20N.

11、m 转速为360R/min其外型尺寸为 (mm) （课程设计表12-3）A:216 B:178 C:89 D:38 E:80 F:10 G:33 H:132 K:12 AB:280 AC:270 AD:210 HD:315 BB:238 L:515四传动装置总体设计（1）计算总传动比及分配各级传动比总传动比（课程设计式14-1） (课程设计式14-2)初定其中 i2=2.6 i3=3.38 i1=2.39 其中 i3=1.3i2 i1为V带传动比(2)计算传动装置的运动和动力参数 第二部分 V带设计外传动带选为普通V带传动 1.确定计算功率：1）、由表8-7查得工作情况系数 2） 2、选择V带

12、型号 根据, n1由图8-10选用A型V带3.确定带轮直径 （1）、由表8-1 表8-6 表8-8 初步选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由式8-13（机设） 因为5m/sv30m/s 所以带速合适（3）、从动带轮直径 查表8-8（机设） 取（4）、传动比i （5）、从动轮转速4.确定中心距和基准长度（1）、按式（8-20机设）初选中心距 取（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0查表8-2(机设)取带的基准长度Ld=2000mm(3)、按式(8-23机设)计算中心距:a (4)、按式（8-24机设）确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角1 由式(5-11机设

13、) 6.确定V带根数Z (1)、dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分呷为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。 (2)、由表（8-4b机设）查得P0=0.11Kw (3)、由表查得（8-5机设）查得包角系数 (4)、由表(8-2机设)查得长度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z 取Z=5根 7计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。 8计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得 第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大

14、，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=24 则Z2=Z1i=3.3624=80.14取80选取螺旋角 初选螺旋角为14 2.设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-21） 确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.3 (1.2-1.4 P204)2）由图10-30选取区域系数 ZH=2.4333）由图10-26查得断面重合度4）应用循环次数N1

15、=60njln =60960 1 (1636010)=3.32109 N2= N1/u=1.29109(式10-13)（其中安全系数s=1）5）许用接触应力(式10-12)(图10-19)6）由表10-6查得弹性影响系数ZE=189.87）由表10-7选取齿宽系数 =1（1）计算1）计算小齿轮 ，由计算公式得=54.66mm2） 圆周速度V=(d1tn1/601000)=1.15m/s ( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s3）计算齿宽b和模数b=2.21mmh=2.25=2.25*2.21=4.97mmb/h=54.66/4.97=114）计算纵向重合度=0.

16、318=1.9035)计算载荷系数K已知使用系数KA=1由V=1.15m/s 7级精度由图10-8得Kv=1.03 由表10-4得KH =1.42由图10-13得KF=1.35 由表10-3得KH=KF=1.4所以K=KA*Kv* KH* KH =1*1.03*1.4*1.42=2.056)按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得63.62mm 7)模数=2.57mm3.按齿根弯曲疲劳强度由式10-17 （1）确定参数1)载荷系数K=KA*Kv* KF* KF =1*1.03*1.4*1.35=1.952)由纵向重合度=1.903 从图10-28查得螺旋角影响系数=0.883）

17、就算当量齿数 4）插曲齿形系数由表10-5查得2.62, 2.26 1.596, 1.74由式10-12得（s=1.4）303.57MPa =238.86MPa 5)计算大小齿轮的并比较 大齿轮的数值比较大（2）设计计算 =1.76mm对比计算结果，取模数m=2.0mm,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的的分度圆直径 d1 =63.62mm来计算应有齿数。所以30.87 取Z1=30则Z2=u/Z1=3.36*30=100几何尺寸计算 圆整为134mm 因改变不多，故前面的数值不必修正 大小齿轮的分度圆直径为d1=61.85mm d2=206.12mm齿宽b= 1*61.85=

18、61.85mm 圆整后取B2=65mm B1=70mm二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=3.534=119选取螺旋角 初选螺旋角为14 2.设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（10-21） （1）确定公式内的各计算数值1）试选kt=1.

19、3 (1.2-1.4 P204)2）由图10-30选取区域系数 ZH=2.4333）由图10-26查得断面重合度4）应用循环次数N1=60njln =60160 1 (1636010)=2.76109 N2= N1/u=0.79109(式10-13)（其中安全系数s=1）5）许用接触应力(式10-12)(图10-19)6）由表10-6查得弹性影响系数ZE=189.87）由表10-7选取齿宽系数 =1（2）计算1）计算小齿轮 ，由计算公式得 =70.22mm2） 圆周速度V=(d1tn1/601000)=0.59m/s3）计算齿宽b和模数 b=2.00mmh=2.25=2.25*2.00=4.5

20、mmb/h=70.22/4.5=15.604）计算纵向重合度=0.318=2.705)计算载荷系数K已知使用系数KA=1由V ， 7级精度由图10-8得Kv=1.03 由表10-4得KH =1.422由图10-13得KF=1.35 由表10-3得KH=KF=1.2所以K=KA*Kv* KH* KH =1.7586)按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得77.65mm 7)模数=2.22mm3.按齿根弯曲疲劳强度由式10-17 （1）确定参数1)载荷系数K=KA*Kv* KF* KF =1.672)由纵向重合度=2.70 从图10-28查得螺旋角影响系数=0.883）就算当量齿

21、数 4）查取齿形系数由表10-5查得2.45, 2.17 1.65, 1.80由式10-12得（s=1.4）303.57MPa =238.86MPa 5)计算大小齿轮的并比较 大齿轮的数值比较大（2）设计计算 =1.71mm对比计算结果，取模数m=2.0mm,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的的分度圆直径 d1 =77.65mm来计算应有齿数。所以37.66 取Z1=38则Z2=u/Z1=2.5*38=95几何尺寸计算 圆整为137mm 大小齿轮的分度圆直径为d1=78.29mm d2=195.71mm齿宽b= 1*78.29=78.29mm 圆整后取B2=80mm B1=85

22、mm第四部分 轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.求该轴上的功率p转速n和转矩T P1=4*0.99*0.96=3.80kw T1=9.55*3.80* /384=9.45 N.mmN1=960/2.5=384r/min3.求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为60mm 则 4.初步确定轴的最小直径按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取材料为45号钢，调质处理，根据表15-3 取A0=120 于是得Dmin=25.76mm 取Dmin=26mm5.轴的结构设计 由于I轴要求承受轴向载荷，但是

23、轴向载荷不是很大，且转速较高，因此选用角接触球轴承，轴承号为7006C轴承的参数为d=30mm D=55mm B=13mm (1)各轴段直径的确定 按照零件的安装顺序，从左端开始确定直径，轴段1安装轴承，因此该段直径为30mm ，2段装齿轮，此段直径为34mm ，齿轮的轴肩高度为4mm，则3段直径为42mm，4段选为33mm，5段装轴承直径为30mm,6段轴颈为28mm，7段与大带轮内孔直径相同，为26mm （2）各轴段长度的确定按照（1）中的方法，1段的长度为轴承的宽度+轴承到箱体内壁的距离+箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm因此L1=13+2+10+2=27mm L2=齿轮宽度-2mm=6

24、8mm L3=4*1.5=6mm L=100mm L5=15mm L6=50mm L7=75mm (带轮选用孔板式)其中L4 ,L6 是在确定其它长度和箱体内壁后确定的。 （3）轴上零件的周向固定 为保证良好的对中性齿轮和轴选用过盈配合H7/r6, 与轴承内圈配合用k6 ，齿轮和大带轮均采用A型普通平键连接，分别为b*h*L=12*8*50 b*h*L=8*7*60(课程设计手册表4-1) （4）轴上道教和圆角 查询课程设计手册，为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1

25、*45。6.轴的受力分析（1）画出轴的受力简图 （2）计算支座反力。Ft=2T1/d1=Fr=Fttg20。=Fa=787N 在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=311N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=838N（3）画弯矩图(如上图所示)在水平面上， MAh=FR1Hl3=Nmm在垂直面上 MAv =FR1Vl2= Nm合成弯矩画转矩图转矩 Nmm(5)校核轴的强度 合格（二）其它轴的设计和校核与一轴同理，这里就省略了。结果是：II轴：r1=40mm r2=44mm ,r3=52mm,r4=50mm,r5=46mm,r6=40mm, L1=29mm,L2=63mm,L

26、3=6mm,L4=10mm,L5=83mm,L6=29mm,III轴：r1=55mm r2=59mm ,r3=63mm,r4=59mm,r5=55mm,r6=51mm, L1=29mm,L2=77mm,L3=6mm,L4=80mm,L5=104mm,L6=60mm,轴的设计中要时刻考虑齿轮之间的配合，而且I轴和III轴要考虑到轴突出的长度一定要比轴承端盖和联轴器或者带轮的宽度之和长。 第五部分 轴承的校核高速轴轴承1.两轴承的计算轴向力Fa1 Fa2 对于轴承7006C，按照表13-7 Fd=e*Fr e为表13-5的判断系数，其值有Fa/C0 来确定，由于Fa未知，先取e=0.4可估算Fd1

27、=0.4Fr1=986.4N ，Fd2=357.6N ， 按照式13-11 Fa2=Fae+Fd1=787+986.4=1773.4N ，Fa1=Fd1=986.4N 则Fa2/C0=1773.4/20000=0.089 Fa1/C0=986.4/20000=0.049插值计算得e1=0.425，e2=0.429 再计算 Fd1=e1*Fr1=0.425*2466=1048N Fd2=e2*Fr2=0.429*894=383.5N Fa2=Fae+Fd1=787+1048=1835N ，Fa1=Fd1=1048NFa2/C0=1835/20000=0.0918 Fa1/C0=1048/2000

28、0=0.0524两次计算的Fa/C0的值相差不大因此 e1=0.425 e2=0.429 Fa1=1048N Fa2=1835N2 .求轴承的当量动载荷P1和P2Fa1/Fr1=1048/2466=0.425=e1 Fa2/Fr2=1835/894=2.05.e2由表13-5 对轴承1 x1=1 y1=0 对于轴承2 x2=0.56 y2=1.5因轴承运载中有冲击载荷，按照表13-6 fp=1.2-1.8 取fp=1.5 则P1=fp（x1Fr1+ y1Fa1）=1.5*2466=3699NP2=fp（x2Fr2+ y2Fa2）=4879.7N 3.验算轴承寿命 因为 P1P2 按照轴承1的受

29、力大小验算， 所以轴承的选择合格其它轴承的校核也和轴承1，2 相似，这里就省略了，验算结果其它两对轴承都合格。第六部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度b=19.5mm箱盖凸缘厚度b1=16.5mm箱座底凸缘厚度b2=32.5mm地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12盖与座轴接螺栓d2=M8联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=22mm、18 mm、14 mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2=20mm、12 mm轴承旁凸台半径R1=12mm凸台高度根据低速轴承座外

30、半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=C1+C2+(5-10)=40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1=1.2*13=16mm齿轮端面与内箱壁距离2=14mm箱盖，箱座肋厚m1=9mm m=11mm轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（55.5）d3以上尺寸参考机械设计课程设计P158P166传动比原始分配传动比为：i1=2.39 i2=3.38 i3=2.6修正后 ：i1=2.5 i2=3.36 i3=2.5各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=384 n2=384/3.36=114 n3=114/2.5=45.6各轴的输入功率P1=pd87=4.28KWP2=p165=4.11KWP3=p243

31、=3.95KWP4=p321=3.72KW各轴的输入转矩T1=9550Pdi187/nm=T2= T1 i265=T3= T2 i343=T4= T3 21=齿轮的结构尺寸齿轮z1尺寸z=30 d1=61.85 mn=2 B=70 =14.03 mt=mn/cos=2.06 ha=ha*m=12=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d12ha=61.85+22=65.85mm df=d12hf=61.8522.5=56.85mm p=m=6.28mm s=m/2=3.142/2=3.14mm e=m/2=3.142/2=3.14mm c=c*m=0.252=0.5mm 齿轮z2的尺寸d2=206.12 z2=100 mn=2 B=65 =14.03mt=mn/cos=2.06 ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)2=2.5mm da=d22ha=206.1222=210.12mmdf=d12hf=206.1222.5=201.12mm p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=