电动汽车减速器的设计

11.1研究背景 11.2研究意义 21.3研究现状 21.3.1电动汽车驱动桥的研究现状 21.3.2驱动桥主减速器研究现状 3第2章主减速器的设计流程及关键技术概述 42.1主减速器的设计流程 42.2减速器设计的关键技术介绍 5第3章设计方案 63.1电机的选型 63.2传动结构参数计算 8第4章减速装置的设计 94.1齿轮齿数的确定 94.2模数的确定 94.3齿轮几何尺寸的设计计算 4.4偏心轴的设计 4.5销轴及销轴套的选择 4.6浮动盘的设计 4.7输出轴的设计 第5章减速器零件的参数化建模及装配 5.1圆柱齿轮参数化建模的具体过程 5.2建模过程 5.3一级直齿圆柱齿轮减速器参数化装配 5.3.1滚动轴承的参数化装配方法 5.3.2低速轴系的参数化装配 5.3.3减速器的参数化装配 参考文献………………38电动汽车减速器的设计内容摘要：步入21世纪以来，经济全球化、市场竞争愈演愈烈，自主创新、推陈出新时间的长短成为企业能否在激烈的市场竞争中立于不败之地的关键性因素。减速器是一种用途十分广泛且比较典型的机械传动装置，但其相似而复杂的结构给设计工作带来了重复性和繁琐性。因此，传统的CAD系统已很难满足设计、生产的需要，只有将已有的经验知识融入到CAD系统，实现智能化设计，软件建立了斜齿圆柱轮、直齿圆柱齿轮、齿轮轴、轴承、套筒、上箱体、下箱体等特征的参数化实体模型。通过Pro/E软件建立了减速器的自动化装配环境，只要改变减速器任何一个零件或者装配的参数，Pro/E就能实现相关所有零件、结构、装配的自动变化，把复杂的减速器结构和设计形象地展现在设计者的面前。 11.1研究背景 11.2研究意义 21.3研究现状 21.3.1电动汽车驱动桥的研究现状 21.3.2驱动桥主减速器研究现状 3第2章主减速器的设计流程及关键技术概述 42.1主减速器的设计流程 42.2减速器设计的关键技术介绍 5第3章设计方案 63.1机械传动设计方案 错误!未定义书签。3.2机电集成式传动的设计方案 错误!未定义书签。3.3电动桥的传动设计方案 错误!未定义书签。3.4电动轮传动的设计方案 错误!未定义书签。3.5传动操纵挡位的设计方案………………错误!未定义书签。3.6驱动方式的选择…………错误!未定义书签。3.6.1前驱动方式 3.6.2后驱动方式 错误!未定义书签。3.6.3全驱动方式 错误!未定义书签。3.7电动汽车传动系统参数设计 错误!未定义书签。第4章减速装置的设计 94.1齿轮齿数的确定 94.2模数的确定 94.3齿轮几何尺寸的设计计算 4.4偏心轴的设计 4.5销轴及销轴套的选择 4.6浮动盘的设计 4.7输出轴的设计 第5章减速器零件的参数化建模及装配 5.1圆柱齿轮参数化建模的具体过程 5.2建模过程 5.3一级直齿圆柱齿轮减速器参数化装配 5.3.1滚动轴承的参数化装配方法 5.3.2低速轴系的参数化装配 5.3.3减速器的参数化装配 参考文献 当今社会正处于迅猛发展的时代，各个国家之间的竞争也日趋激烈，要想在激烈的国际竞争中占据主动，关键在于科学技术的发展。尤其在近几年，计算机技术的发展如雨后春笋般呈现出蒸蒸口上的发展态势，像计算机绘图、计算机辅助设计、计算机辅助制造、计算机辅助工程等的应用都得到了较好发展。但同时也给现代企业在产品的使用寿命、更新换代的速度以及对产品的设计和制造的要求等方面带来更高的挑战。因此企业要想在激烈的市场竞争当中获得一席之地，必须低成本高效率的研发新产品。减速器是将运动从原动机传递到工作机的一种机械设备，主要作用是降低转速、增大转矩已得到合适的速度和动力，具备大量的优点和作用，广泛应用于国民生产生活的各个领域。然而大多数减器的结构比较复杂，由大量的零件按照复杂的束关系装配在一起。如果按照过去的设计方法，零件、装配等的尺寸在一次制作中是固定的值，如果要修改这些尺寸或增减某些特征，就需要新制作模型并重新装配，给设计者增加了很多劳动量，并且极易出错。通过参数化设计便不会出现以上问题。参数化设计是指对设计对象的结构形状基本定型，用一组参数来约定尺寸关系，参数与设计对象的控制尺寸有对应关系，设计结果的修改受尺寸驱动。参数化设计技术的优势主要体现在草图设计、产品建模及修改、分析比较决定最优方案和动态设计等方面。在图像的修改上，利用参数化设计技术使得产品的设计图可以随着某些结构尺寸的修改和使用环境的变化而自动修改图形，还能将原先的某些设计数据得以储存和继承下来。这可以减少大量的重复劳动，减轻设计工作量，提高设计的效率，使设计者将更多地时间精力关注于更具有想象性的设计理念和整体构思中去。减速器的结构、尺寸设计已非常成熟，结构形式与外形尺寸一般不再发生较大变化，但设计的重复性操作非常多，所以对其进行参数化既方便又好用。参数化设计技术计算机辅助设计在实际应用过程中根据需要提出的课题，也当今世界计算机辅助设计技术中最为重要的组成部分。通过特征操作进行实体建模、关系驱动是尺寸得以参数化的方法，对圆柱齿轮减速器零件、装配的参数化进行了深入研究。本文以计算机辅助设计软件Pro/E为设计工具，对圆柱齿轮减速器的零件结构、装配关系进行了全面的参数化，只要其中任何一个参数，Pro/E就能自动实现每个零件、所有结构、所有装配的对应变化，把复杂的修改过程简单化，把复杂的减速器逼真而又灵活地展现在设计者面前，对减速器的运动加以真实的仿真并对运动中可能存在的干涉现象加以检测，使设计者在最初的设计阶段便能得到产品的最终效果并加以试验，从而发现并修改设计中的问题，减少在实际使用后修改而花费的昂贵成本。该系统的成功建立，对于缩减圆柱齿轮减速器的设计周期、提高生产效率、提升产品质量、节约设计成本、减少生产和使用中出现的问题，具有较高的实用价值，也为产品以后的效果展示、有限元分析、运动分析及生产加工等工作提供了实体模型，能够很好地适应当今设计行业的需要和发展。1.3研究现状目前，国外知名重型车辆生产商瑞典Scania、Volvo,德国Man,美国Daimler-Chrysler,法国Renault等，都已普遍采用空气悬架断开式驱动桥，并应用单级主减速器、轮边减速器和自动差速器锁等技术，使车桥产品性能先进、可靠性好、承载能力强，整体上处于较高的技术水平。我国电动汽车工业从上世纪50年代起步，60年来，初步形成了重、中、轻、微轿全系列格局。目前，车有限公司车桥分公司、中国重汽济南桥箱有限公司、陕西汉德车桥有限公司、公司等主要的生产企业，它们在中重型车领域的市场份额之和高达90%以上，市场集中度很高。2001年，东风电动汽车在进行13t级重型车后桥壳的开发工作中，采用了球铁整体式铸造桥壳，为东风电动汽车集团公司创造了良好的经济效益，也为我国电动汽车行业生产重型后桥壳开拓了一条新路。2004年，陕西电动汽车集团通过引进德国MAN公司的先进技术，生产出的重卡车桥总成经国家电动汽车质量监督检验中心检测，疲劳寿命达到131.8万次，超过了国家标准]。近几年来，由于计算机技术的不断发展，研究人员利用有限元分析软件对主减速器齿轮进行应力分析，判断其疲劳寿命薄弱部位，不断的修改齿轮的结构或几何形状，提高了主减速器锥齿轮的疲劳寿命。2008年，綦江齿轮传动有高了该类齿轮副的强度，满足了大吨位载重电动汽车和牵引车的使用要求。国内的生产厂商通过合资和技术引进，使开发能力不断提高，缩短了与世界先进技术水平的差距。随着市场的不断成熟，国内的电动汽车驱动桥也正向大扭矩、高传动效率、宽速比、轻自重、低噪音、长寿命和低成本方向发展。但是对于驱动桥的研究主要集中在驱动桥壳、主减速器锥齿轮上。对于电动汽车驱动桥圆锥滚动轴承的研究，还主要集中在预紧垫片的选择上，没有很好的对轴承的承载受力驱动桥主减速器研究现状驱动桥主减速器是驱动桥传动系统的重要组成部分，具有增矩减速等作用。目前，国内一些企业和院校将CAD/CAE等技术广泛应用在主减速器的结构设计和分析中，为了适应整车平台化、驱动桥系列化发展趋势，各企业和院校纷纷开始基于CAD二次开发，应用参数化设计技术实现驱动桥主减速器及零部件设计，缩短产品研发周期、降低成本。按驱动桥减速型式划分，目前我国重型电动汽车驱动桥有两种类型：单级和双级(带轮边减速)减速驱动桥，它们主要是基于引进国外同类产品基础上，针对我国国情开发出来的，而日本的日产柴技术和奥地利的斯太尔技术分别是单、双级减速驱动桥的典型代表。单级减速驱动桥和双级减速驱动桥各有优缺点：通常单级桥的结构、制造工艺等较简单，且其传动效率和可靠性等较双级减速高，由于主减速器采用一级减速，因此车桥离地间隙小、电动汽车通过性差；双级减速驱动桥减速器速比较小，因此车桥有比较理想的离地间隙，由于车桥增加轮边减速，故其结构等较单级桥复杂，且驱动桥传动效率较低。目前，我国中重型电动汽车中，应用双级减速型式车桥大约占60%左右。随着国内运输水平和运输环境的不断改善，以及综合单、双级减速驱动桥各自的优缺点等众多因素，我国未来重型电动汽车大部分将采用单级减速驱动桥，且其发展趋势是高承载、高效率、高可靠性、高技术、低噪声、低成本、轻量化、系列化。为了适应驱动桥市场用户需求，重型电动汽车驱动桥主减速器向着高传动效率、高承载、低噪声、标准化等方向发展。第2章主减速器的设计流程及关键技术概述主减速器是重型车驱动桥中最重要最复杂的部件，起着减速增矩，改变转矩传递方向的作用，主减速器部件中包括齿轮、齿轮轴、以及支撑齿轮的轴承，各最后确定齿轮轴各段的轴径，同时设计和选定参数时需考虑到差速器的尺寸和安装。主减速的具体设计流程如图2.1所示。选择主减速器选择主减速器的齿轮形式确定轴承型号有合适轴承可确定主减速器齿轮的支撑形式计算轴承载荷是预选主减速器齿轮的基本参数计几何参数计算齿轮的受力轮的强度等性能参数进行优化根据最小直径初选轴承初选齿轮轴的最小直径和轴上零部件尺寸确定各轴段直径和长度否修改齿轮参数减少齿轮受力修改齿轮模数等参数增大直径计算齿轮的详细几何参数满足差速再一次初选轴承满足寿命要求能要求否结束否否/图2.1主减速器的设计流程2.2减速器设计的关键技术介绍(1)参数化设计技术及总体思路和坐标信息，只面向具体的几何形状，设计过程中的尺寸约束信息、功能要求信息等几乎全部丢失，无法满足便于修改的设计要求。参数化设计现在己成为计算机辅助设计领域中最常用的技术之一，因为它非常符合现代产品设计中的概念设计、并行设计思想。设计者在设计过程的开始阶段，先定义一个结构草图作为原型，再通过对产品形状、大小、位置、装配等的约束精确成图。以参数作为驱动的参数化设计方式，能让设计者随时、方便地修改自己的设计。参数化设计的方法，极大的改善了图形修改的繁琐情况，增加了自动化设计、自动化组装、公差分析、模拟仿真、优化设计等领域起到越来越重(2)参数化设计的具体方法参数化设计更贴近人类的思维特点和设计者的设计习惯，因为在设计的开始阶段，设计者一般只关心零件大致的外形、性能和作用，对尺寸精度几乎不作任何关注。在系列化零件的设计当中，参数化设计“只需输入相关数据就能建立新的车辆的动力系统参数匹配对于车辆的动力性、经济性起了决定性的作用。根据企业所给的设计要求，本文以低速电动乘用车为设计的目标车型，其整车参数如表3.1。表3.1整车主要参数名称参数总长*总宽*总高(mm)整备质量m(kg)满载整车质量M(kg)轴距(mm)迎风面积A(m²)空气阻力系数C滚动磨擦系数f车轮滚动半径r(m)主减速比i,最高车速Vm(km/h)3320*1540*1480汽车各种性能中最根本的是动力性，动力系统需要有足够的动力提供给车辆，使汽车能达到驾驶员对加速、爬坡等性能的需求。在一定程度上整车动力性指标决定电动机最大功率，因此电动机最大功率的确定主要是依据电动车的最高车速、最大爬坡度及加速时间三个指标确定。(1)最高车速在没有风的天气条件下，在水平良好路面上汽车行驶过程中能够达到的最高汽车能够匀速以最高车速持续行驶30min以上；二是以最高车速使电动汽车可以匀速持续来回行驶1km以上的距离。电动机功率可以根据电动车所能够达到(2)最大爬坡度当电动汽车达到满载的情况下，电动汽车在水平良好路面运行可以克服的最大爬坡度。电动机功率可以根据电动车的最大爬坡度确定，其表达式为：其中最大爬坡度为《为25%即14.04°;最小车速Vm为10km/h。(3)加速时间电动汽车原地起步所需的加速时间和超车所需的加速时间可以反映电动汽车的加速能力。我们可以根据电动车所需求的加速时间来确定电机功率，其表达依据目标车型的性能要求，车速从0~50km/h的加速时间为15秒；旋转质量换算系数δ=1.02;V为最高车速。为了保证纯电动车的电机额定功率，必须使得电机额定功率同时满足汽车对最高车速、最大爬坡度和加速时间的需求，因此电动车的电机峰值功率为：P,≥max(Py,P,P)经计算可得Pv为2.93kw,Pt为7.2kw,Pi为6.5kw,考虑到相应余量，Pr取8kw,且过载系数一般为2~4,由于动力电机允许出现动力过载现象可得Pe=2~4kw本次设计选取电机额定功率4kw。纯电动汽车驱动电机的最大转矩Tm既要保证电动车起步时的转矩需求又要保证最大爬坡度时所需要的转矩要求，因此其最大转矩Tm通过最大传动比imax和最大爬坡度max来确定即：本次设计选用车用交流异步电机，电机参数如表3.2表3.2异步电动机异步电动机额定功率(kw):4峰值功率(kw):8/lmin额定转速(rpm):3000最高转速(rpm):6000额定电流：78A电机额定电压(Vac):60电机峰值电流(A):215/1min冷却方式：自然风冷温度传感器类型：齿盘式编码器48脉冲电机极对数：2通过合理的齿轮参数设计，能够使得齿轮噪音下降，增加齿轮的强度和寿命，从而达到理想的经济效益。选择合适的参数，可以有效的改良齿轮加工的可行性和经济性。因此，齿轮参数的选择对齿轮的生产与使用都显得尤为重要。由此可见，齿轮的各个参数是密切相关和相互制约的，很难说某一个参数取一个定值就是最佳值。通常选取参数时，都是在寻找一种经过平衡的、能够满足使用和经济性要求的齿轮参数的组合。本文设计是基于原有减速器基础上进行设计，采用齿廓螺旋线测量仪测出原有齿轮的一些原始参数如表3.3。表3.3齿轮参数名称主动齿轮1从动齿轮1模数m。齿数=分度圆螺旋角β从表中可以看出主动齿轮1的模数nm为1.5;分度圆螺旋角为27°;从动齿轮1模数nm为1.5;分度圆螺旋角为27°;主动齿轮1的1z齿数为16;从动齿轮1的齿数2z为45。第4章减速装置的设计动输出轴输出方式，根据公式4.2模数的确定因采用了内啮合和较大的正变位齿轮副，从而提高了齿面接触强度和齿根弯曲强度，且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动的模数通常是按弯曲强度决定的。也可按照结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度，因为模数最后的确定往往是受结构尺寸的限制的。硬齿面齿轮传动具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。根据齿根弯曲强度设计(1)确定公式内的各计算数值1)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限GE=500MPa3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳应力安全系数S=1.44)计算载荷系数动载系数Ky=1.16齿间分布系数Kra=齿向分布系数K₁g=1.35故载荷系数K=K₄KrKrg=1×1.16×1×1.35=1.5665)查取齿形系数6)查取应力校正系数7)计算并比较大小8)计算行星轮传递的转矩(2)设计计算少齿差行星传动减速器，要求整体结构小而紧凑，轴向尺寸小。因此要求齿则行星轮分度圆直径d=mZ₁=3×51=153(3)校核齿面接触疲劳强度1)齿面接触应力HZ₁_节点区域系数K-载荷系数KHp_行星轮间载荷分配不均匀系数d₁_行星轮分度圆直径T_行星轮传递的转矩u-齿数比节点区域系载荷系数K=1.566b=30u=1.022)许用接触应力OHP查得：接触疲劳强度极限OHm=600MPa寿命系数Z₁=0.89工作硬化系数Zw=1尺寸系数Zx=1安全系数S=1.05则许用接触应力所以满足齿面接触疲劳强度，模数m=3符合设计要求。4.3齿轮几何尺寸的设计计算2)初始齿形角α₀=20。查表得tana₀=0.36397cosa₀=0.939693inva₀=0.0149043)齿顶高系数ha=0.8(短齿制)4)选择变位系数及啮合角在渐开线少齿差内啮合传动中，由于内齿轮和外齿轮的齿数差少，在切削和装配时常常会产生各种干涉，以致造成报废。因此，为了保证内啮合传动的正常运转，利用电脑MATLAB程序，求出齿轮的变位系数。在齿数模数已知的条件下，应先选择合适的啮合角，通过变换变位系数来满足设计要求。表4-1齿数差与啮合角的范围齿数差Zp=Z₁-Z,啮合角a154°~56°238°~41°34运行MATLAB程序，在MATLAB中带入参数请输入齿轮的模数3输入外齿轮的齿数51输入内齿轮的齿数52输入插齿刀齿数(小于内、外齿轮齿数)34需要多少组数据20计算得到Na62.27384-029760.6120选择第19组数据X₁=1.1145X₂=1.7356啮合角α=54.9658otana=1.426335cosa=0.574065inva=0.4675)插齿刀与被切内齿轮之间的切削啮合角6)插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数7)标准中心距8)安装中心距9)中心距分离系数10)齿顶降低系数σ=λ-λe₂+X₁=0.318467-1.26128+1.1145=0.17168711)齿顶高外齿轮ha₁=(ha*+X₁-σ)m=(0.8+1.1145-0.171687)×3=5.228439内齿轮ha₂=(ha*-λ₂-σ)m=(0.8-1.26128-0.171687)×3=-1.90046112)插内齿轮时的中心距13)分度圆半径外齿轮内齿轮14)基圆半径外齿轮F₀₁=f₀₁coSa₀=76.5×0.939693=71.8865145内齿轮Th₂=₂CoSα₀=78×0.939693=73.296054外齿轮Tr₁=fo₁-(ha*+C*-X)m=76.5-(0.8+0.45-1.1145)×3=71.886514516)齿顶圆半径17)齿顶压力角外齿轮=fo₁+ha₁=76.5+5.228439=81.728439内齿轮T₁₂=fn₂-ha₂=78+1.900461=79.90046外齿轮查得Qa=28.408536。tanaa=0.54089inva=0.045068内齿轮查得Q₂=23.459457。tana₂=0.433971inva₂₂=0.02452618)验算重合度重合度为实际啮合线长度与基圆周节之比，啮合齿轮传动时要求重合度大于19)验算齿顶不相碰装配内齿轮副时为防止发生(图4-1)所示的情况，即节点对方的齿顶相碰，为保证正常运转，须使内齿轮副节点对方的齿顶径向间隙大于0。图4-1节点处的齿顶相碰G=r₂+a-r₁=79.900461+2.4554-81.728439=0.627)020)验算齿廓不重迭干涉图4-2齿廓干涉在少齿差齿轮传动中Gs必须验算，齿廓不产生重叠干涉的条件是Gs=Z(inva₁+δ)-Z₂(inva₄₂+δ₂)+(Z₂-Z)inva)0r²=6679.538r2=6384.0842ar=401.3522ar₂=392.375δ=138.69o=2.4206radδ₂=137.53o=2.4003radGs=Z(inva₁+δ)-Z₂(inva₄₂+δ₂)+(Z₂-Z)=51(0.045068+2.4206)-52(0.024526+2.4003)+0.46723)校验过渡曲线干涉dc=m(Zc+2hac*+2Xc)=3×(34+2×1.25+0)=109.5避免内齿轮齿根干涉的条件Zctanac+(Z₂-Zc)tana≥Ztana₈₁-(Z₂-Z)tanaZctanac+(Z₂-Z)tanac=34×0.55239+(52-34)×0.6871177=31.1494Ztana-(Z₂-Z)tana=51×0.54089-(52-51)×1.426335=26.159055满足条件避免外齿轮齿根干涉的条件Z₂tana₂-(Z₂-Z)tana=52×0.433971-(52-51)×1.426335=21.14满足条件24)校核外齿轮齿顶厚度应满足条=2.7)(0.25～0.4)m=0.75～1.225)外齿轮跨测齿数a=25.015。26)外齿轮公法线长度=47.23527)圆柱直径=0.5106-0.0149-0.0302-0.0243=0.4413rad=25.2789invap=0.031047=2×73.296054×(0.0149+0.0302+0.0243-0.031047)=5.62228)量柱距=0.069412-0.0382=0.031212内齿轮齿数为偶数则轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。由于在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距都无法进行精确确定，故弯矩大小和分布情况不得而知，因此在轴的设计中，采用的主要方法就是边计算、边画、边修改。由于轴工作时产生的应力多为应变力，所以轴的失效多为疲劳损坏，因此轴的轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，同时考虑制造工艺问题和热处理方式等因素加以选用，力求经济合理。轴的主要材料是碳钢和合金钢。其中碳钢价格低廉，对应力集中的敏感性较低，可以通热处理提高其耐磨性和抗疲劳强度。常用的有35、40、45、50钢，其中以45钢使用最广，在此所用的到的轴选用45钢。1)初算最小轴径(偏心轴的材料为45刚)表4-2轴的常用材料的许用扭转切应力和C值轴的材料C表4-4.1轴的常用材料的许用扭转切应力和C值查表4-4.1,对于45刚，C=106～135,考虑到轴端承受转矩，选较大值C=130轴段上有一个键槽，轴径应增大5%,dmm=16.64×(1+0.05)=17.472mm2)结构设计按轴上零件的尺寸，轴段9上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。取轴承NU1005进行设计计算，轴承内径d=25mm,外径D=47mm,宽度B=12mm。最后确定减速器偏心输入轴最小直径dmin=25mm,取dl9的长度应和轴承宽等长，取L⁹=12mm,轴段1连接电动机，暂取L1=40mm。轴段2为偏心轴穿过行星架的部分，该轴段上安装轴承，选择轴承位为6006轴段8为轴段9上安装的轴承提供轴向定位，d8应略大于d9,取d2=d⁸=30mm。按照结构，取L2=5轴段3为轴段2上轴承提供轴向定位，d3应略大于d2,取d3=35mm,按照结构，取d4=d⁶=d7=d3=35mm。轴段4和轴段6上安装轴承，选择轴承为6007型，内径d=35mm,外径D=62mm,宽度B=14mm。取L3=10mm,L4=14mm,L⁶=14mm,L⁷=10mm。轴段5为两偏心轴段的连接部分，取d5=40mm,L5=22mm。表4-3偏心轴尺寸轴段123456789轴径轴长3在本设计中，W机构选用的是浮动盘式的，而浮动盘又通过销轴和齿轮连接。此机构传递效率较高，适用于功率较大的和连续运转的条件下工作，现在已得到广泛的应用。按照浮动盘输出机构销轴的校验合格即可选用，校核见下文。1)销轴中心圆直径按照结构，初取110mm2)销轴数目的选择按照浮动盘的结构，销轴数目只能取2mm3)销轴直径dsw的选择4)销轴套直径ds=dsw+2△式中：△为销轴套壁厚，△=2.5～10mm,取△=4.5mm则ds=15+2×4.5=24mm4.6浮动盘的设计按照结构需求，浮动盘厚度初选为6mm,滑槽深度均为24.5mm,浮动盘与销轴套连接处的滑槽接触长度为12mm,按照浮动盘输出机构校验合格即可选用，校核见下文。4.7输出轴的设计按照结构需求，输出轴的一端应有一连接浮动盘和输出轴的结构，故在输出轴的一端上设计一个连接面，初定连接面厚为13mm。为了偏心轴和输入轴的定位，在连接面中间设计一圆形凸台，打孔装入轴承，轴承选择圆柱滚子轴承NU1005,孔直径与轴承外径符合。按轴上零件的尺寸，轴段1上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。选取圆锥滚子轴承，轴承代号32010,轴承内径d=50mm,外径D=80mm,B=20mm,T=20mm,C=15.5mm。故轴段1直径取dl=50mm,轴段长度略大于轴承宽，取L1=22mm。轴段2初取d2=40mm,L2=50mm。按轴上零件的尺寸，轴段3上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。选取圆锥滚子轴承，轴承代号32009,轴承内径d=45mm,外径D=75mm,B=20mm,T=20mm,C=15.5mm。故轴段3直径取d3=45mm,轴段长度略小于轴承宽，取L3=17mm。按照结构设计，轴段4上车出螺纹，安装止动垫圈和圆螺母，为轴段3上轴承提供轴向定位。轴径应略小于d3,且要和圆螺母的螺纹符合，选取圆螺母M42x1.5,故轴径选择d4=42mm,轴段长选为L4=16.5mm。按照结构设计，轴段5穿过右端盖，安装密封圈，轴径应与密封圈尺寸相一致。选择轴径d⁵=35mm,L5=18.5mm。轴段6为输出端，取d⁶=30mm,L6=50mm。第5章减速器零件的参数化建模及装配斜齿轮的建模方法为：首先分析建模大体要经过哪些特征操作步骤；然后列并输入一组新的参数，就可以生成一个新的斜齿轮。具体步骤如下：(1)分析建模的大体步骤斜齿轮建模的大体步骤如下：①绘制齿顶圆、分度圆、基圆、齿根圆草图。②绘制轮齿齿廓一侧的渐开线，建立镜像用的基准平面，镜像出另一侧渐开线，对齿根处倒圆角，修剪多余线条来完成绘制轮齿截面图。③绘制齿根圆草图，拉伸齿根圆实体。④把轮齿截面图复制到齿轮实体另一端面，并旋转一定角度。绘制轮齿走向螺旋线，通过混合扫面建立一个轮齿的模型。⑤将螺旋线和轮齿模型组合为一个组，通过圆形阵列阵列出其他轮齿。⑥绘制轴孔、键槽截面草绘，通过去除材料的拉伸建立轴孔和键槽的模型齿宽b、齿顶高系数hax、顶隙系数cx、变位系数x、齿轮内孔径chikongjing、键槽深度jiancaoshen、键槽宽度jiancaokuan、齿顶高ha、齿根高hf、分度圆直径d、齿顶圆直径da、基圆直径d、齿根圆直径df等。②在各个特征建立的过程中用到的参数，有单侧齿廓与镜像面的夹角θ、齿根圆角半径rf、两对面齿廓间旋转的角度γ等。并赋初值，斜齿轮的已知参数输入一个准确的数值；需计算出的参数赋给一个大体合理的值，准确数值建立关系后会自动生成。5.2建模过程草绘齿顶圆、分度圆、基圆、齿根圆草图草绘齿顶圆、分度圆、基圆、齿根圆，直径为任意值，然后建立各直径与对应参数之间的关系：径尺寸即与齿轮设计尺寸一致，如图5-2所示。是否要添加此关系-d0=da?否⑧CSYS.DEF图5-1建立尺寸与参数的关系图5-2再生后的齿顶圆、分度圆、基圆、齿根圆齿根圆、两侧齿廓双曲线，如图5-2所示。然后建立两侧齿廓双曲线与齿根圆之间的两个倒圆角，并约束它们相等，如图5-3所示。通过“分割”工具，在两渐开线、齿顶圆、齿根圆、倒圆角之间各交点处将它们分割，将完成草绘。双击编辑草绘尺寸，将倒圆角半径与齿根圆角半径rf建立参数关系，即d5=rf。图5-3复制出齿顶圆、齿根圆、两侧齿廓双曲线图5-4建立两个倒圆角对于某个需进行参数化装配设计的零件而言，要对其相应设计，首先必须分析组成该零件的所有特征，然后根据约束和特征确定其所有零件中包含的各个参数，按照层次关系对整个减速器进行参数化的装配设计。滚动轴承是一种能将轴与轴座之间的滑动摩擦变为本论文就是按这种思路展开对减速器的参数化装配设计的。滚动摩擦，从而减少摩擦损失的精密机械元件。因其具有摩擦阻力小、机械效率高、易起动、尺寸小、结构紧凑、精度高、转速高、磨损小、使用寿命长、可以同时承受径向和推力组合载荷、在很大的载荷和速度范围内优良的性能、使用维护方便、工作可靠等诸多优点，而成为应用极为广泛的重要机械基础件，广因此在轴承的参数化设计过程中，首先按照国家标准正确选择轴承类型、尺寸，外圈、滚动体各零件的主参数和次参数，按照轴承参数层次关系，如图5-5所示(单箭头表示参数继承，双箭头表示参数关联),确定轴承部件的主参数，然后进入Pro/E装配模块，完成滚动轴承的参数化装配。本论文对深沟球轴承进行了轴承部件参数化模型轴承部件参数化模型内圈参数化模型外圈参数化模型滚动体参数化模型各零件参数表部件参数化图5-5车由承参数层次关系第一步创建轴承内圈零件NDIANUMBER;轴承内径WDIANUMBER;轴承外径WIDEBNUMBER;轴承宽度用旋转方法创建内圈，并建立基准面DTM1,如图5-6所示。图5-6车由承内圈的实体模型打开“程序”,在“RELATIONS”和“ENDRELATIONS”之间输入以下内容来建立所需关系：A=(IA-N-IA)/2D1=A/2;滚动体的直径D4=NDIA/2+A/2;滚动体的分布圆的直径DS=WIDEBD6=WIDEB/2;基准面位置尺寸D7=WIDEB/2第二步创建轴承外圈零件，与创建轴承内圈零件相同，如图5-7所示。图5-7车由承外圈的实体模型第三步创建滚动体打开“程序”,在“INPUT”和“ENDINPUT”之间输入以下内容用以建立所需参数。NDIANUMBER;轴承内径WDIANUMBER;轴承外径WIDEBNUMBER;轴承宽度用旋转方法创建滚动体，并阵列滚动体，如图5-8所示。图5-8创建滚动体打开记事本，在RELATIONS和ENDRELATIONS之间添加关系式：A=(WesDIA-NesDIA)/2D1=NDIA/2+A/2;滚动体的分布圆的直径D2=A/4;滚动体的半径D3=45;阵列的角度增量P6=8;阵列总数第四步创建轴承组件调入第一个零件轴承内圈，以默认位置放置；调入第二个零件滚动体，选择轴承内圈的基准面DTM1和滚动体的基准面FRONT进行对齐约束，再选择轴承内圈的中心线和滚动体的中心线进行对齐约束；调入第三个零件轴承外圈，选择轴承内圈的基准面DTM1和轴承外圈的基准面DTM1进行对齐约束，再选择轴承内圈的中心线和轴承外圈的中心线进行对齐约束，如图5-9所示。图5-9创建轴承组件第五步编辑装配程序利用EXECUTE语句，把装配件的输入参数与零件的输入参数关联起来，形成装配程序，轴承部件的主要参数如表5-1所示。打开记事本，在INPUT和ENDINPUT之间添加输入参数。表5-1轴承主要参数名称类型值指定访问源说明实数30厂完全轴承内径实数72厂完全轴承外径WIDE_B实数19完全轴承宽度INNDIANUMBEROUTDIANUMBERWIDEBNUMBEREXECUTEPARTT2763NNDIA=INNDIA择NDIA,WDIA,WIDEB参数并重新输入新值，进而生成新的轴承。低速轴系的参数化装配设计根据前面低速轴、大齿轮、轴承、轴套、键等零部件三维参数化造型设计，按照低速轴系参数层次关系，如图5-10所示(单箭头表示参数继承，双箭头表示参数关联),确定低速轴系的主参数，进入Pro/E装配模块，以轴为基础件，将轴上其他零件按照约束关系安装上去，实现低速轴数化各零件参数表大齿轮模型模型化模型轴套参数化模型低速轴系参数化模型图5-10低速轴系参数层次关系调入第一个零件轴，以默认位置放置；调入第二个零件键，选择轴上的键槽底面和键的平面进行匹配约束，选择键槽侧面和键的工作侧面进行匹配约束，再选择键槽内半圆柱面和键的外半圆柱面进行插入约束；调入第三个零件大齿轮，选择键的侧面和大齿轮轮毅键槽侧面进行匹配约束，选择轴肩端面和大齿轮端面进行匹配约束，再选择轴线和大齿轮轴线进行对齐约束；调入第四个零件轴套，选择齿轮的端面和轴套的端面进行匹配约束，选择轴的外圆柱面与轴套的内圆柱面进行插入约束；调入第五个零件后轴承，选择定位轴承的轴肩端面和轴承端面进行匹配约束，选择轴的外圆柱面与轴承的内圆柱面进行插入约束；调入第六个零件前轴承，选择轴套的端面和轴承端面进行匹配约束，选择轴的外圆柱面与轴承的内圆柱面进行插入约束，则可以创建低速轴系，如图5-11所示。确定低速轴系的主要参数如表5-2所示，利用EXECUTE语句将轴组件的各下列内容以建立这种传递关系。轴系的输入参数与轴、键、大齿轮、轴套、轴承的输入参数关联，执行再生，在数，进而得到参数化的低速轴系如图5-12所示。图5-12创建齿轮轴系单级圆柱齿轮减速器的设计思路已经比较成熟，设计方法脉络清晰，采用自下而上的装配设计方法，根据前面设计好各个零部件的参数化实体模型，按照减速器参数层次关系，如图5-13所示(单箭头表示参数继承，双箭头表示参数关联),确定减速器的主参数，进入Pro/E装配模块，以下箱体为基础件，按照约束关系安装其他零部件，完成减速器的参数化装配。产品参产品参数表齿轮轴系参数化模型其他零件参数化模型上、下箱体参数化模型低速轴参数化模型各零部件参数表减速器参数化模型图5-13减速器参数层次关系调入下箱体，以默认位置放置；调入低速轴系，选择轴组件的轴承端面和下箱体零件的内表面进行匹配约束，选择下箱体轴承座孔的内圆柱面和轴组件轴承的外圆柱面进行插入约束；调入齿轮轴系，选择轴组件的轴承端面和下箱体零件的内表面进行匹配约束，选择下箱体轴承座孔的内圆柱面和轴组件轴承的外圆柱面进行插入约束，同时取消允许假设复选框，增加约束条件相切，使两齿轮处于正确啮合位置；调入上箱体，选下箱体上表面与上箱体下表面进行匹配约束，选下箱体轴承座孔前端面与上箱体轴承座孔前端面进行对齐约束，选下箱体左侧面与上箱体左侧面进行对齐约束；最后调入轴承端盖、观察孔盖、定位销、螺栓、螺钉等进行装配，完成减速器整机的装配