畢業(yè)論文--基于proe的二級圓柱齒輪減速器

1、<p><b>　　學生畢業(yè)設計</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　減速器是一種用途十分廣泛且比較典型的機械傳動裝置，在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳遞轉矩的作用。</p><p>　　本設計是一臺二級圓柱齒輪減速器，完成了齒輪設計、軸設計、齒輪及軸強度校核等計

2、算工作，并且采用Pro/E三維造型和裝配，使設計結果得到最直接的體現。初步建立了一臺減速器的參數化設計系統，采用此方法實現一臺減速器，可縮短設計周期，節(jié)約設計成本，提高設計正確性，對提高產品質量具有一定意義。</p><p>　　關鍵詞：減速器；Pro/E；三維造型；模型裝配</p><p>　　Modeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based

3、on Pro/E</p><p><b>　　ABSTRACT</b></p><p>　　The reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitting torqu

4、e between the prime mover and working machine or the implementing agency.</p><p>　　This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the str

5、ength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have the most direct manifestation. By the initial establishment of this parametric design system, the program can devise a reducer,

6、 shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality.</p><p>　　Key words: Reducer; Pro/E; Three-dimensional Modeling; As

7、sembly Modeling</p><p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　ABSTRACTII</p><p><b>　　1． 緒論1</b></p><p>　　1.1

8、 減速器簡介1</p><p>　　1.2 計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現狀1</p><p>　　1.3 本課題研究目的意義2</p><p>　　2． 二級圓柱齒輪減速器設計計算3</p><p>　　2.1 設計參數3</p><p>　　2.2 傳動方案的分析3</p>

9、<p>　　2.3 電動機的選擇3</p><p>　　2.3.1 工作機使用功率Pw4</p><p>　　2.3.2 所需的電動機的功率Pd′4</p><p>　　2.3.3 選擇電動機的額定功率Pd4</p><p>　　2.3.4 選擇電動機轉速4</p><p>　　2.3.

10、5 總傳動比計算和分配各級傳動比5</p><p>　　2.4 傳動裝置運動和動力參數計算5</p><p>　　2.4.1 各軸轉速的計算5</p><p>　　2.4.2 各軸功率的計算6</p><p>　　2.4.3 各軸扭矩的計算6</p><p>　　2.5 齒輪傳動的設計計算6&l

11、t;/p><p>　　2.5.1 高速級齒輪傳動的設計計算6</p><p>　　2.5.2 低速級齒輪傳動的設計計算10</p><p>　　2.6 軸的設計計算13</p><p>　　2.6.1 高速級軸的設計13</p><p>　　2.6.2 中間軸的設計16</p><p

12、>　　2.6.3 低速級軸的設計17</p><p>　　2.7 鍵聯接的選擇及校核計算19</p><p>　　2.7.1 輸入軸上鍵的選擇及校核19</p><p>　　2.7.2 中間軸上鍵的選擇及校核19</p><p>　　2.7.3 輸出軸上鍵的選擇及校核20</p><p>　　

13、2.8 箱體結構的設計20</p><p>　　2.8.1 箱體初步設計20</p><p>　　2.8.2 箱體附件設計20</p><p>　　2.8.3 箱體尺寸表21</p><p>　　2.9 潤滑密封設計22</p><p>　　3． 基于Pro/E的二級圓柱齒輪減速器的造型及裝配2

14、3</p><p>　　3.1 軸承的主要造型過程23</p><p>　　3.2 軸承端蓋的主要造型過程23</p><p>　　3.3 上箱體的主要造型過程24</p><p>　　3.4 下箱體的主要造型過程24</p><p>　　3.5 箱體的裝配過程25</p><p

15、><b>　　4． 總結27</b></p><p><b>　　參考文獻28</b></p><p><b>　　致 謝29</b></p><p><b>　　1． 緒論</b></p><p>　　1.1 減速器簡介</p&

16、gt;<p>　　減速器是一種介于原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，主要作用是用來傳遞動力和增大轉矩，廣泛應用于機械傳動行業(yè)，如礦業(yè)生產、化工設備、汽車制造、農業(yè)生產等領域。而在種類繁多的減速器中，圓柱齒輪減速器是較為普遍使用的傳動裝置，其設計過程幾乎涉及機械設計各個方面，如幾何參數設計、結構設計、標準件選型、強度設計、動力學設計、潤滑與密封設計等。其設計與制造技術的發(fā)展在一定程度上標志著一個國家的工業(yè)技術水平，不單

17、單是我國，當今國際上各國減速器及齒輪技術發(fā)展的總趨勢都在向著六高、二低、二化等方面發(fā)展：六高即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高傳動效率；二低即低噪聲、低成本；二化即標準化、多樣化[1-2]。</p><p>　　1.2 計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現狀</p><p>　　計算機輔助設計(Computer Aided Design，簡稱CAD)是指工程技術人員以

18、計算機為工具進行設計活動的全過程：包括資料檢索、方案構思、分析計算、工程繪圖和編制技術文件等，是隨著計算機、外圍設備及軟件的發(fā)展而形成的一門綜合性很高的新技術。該技術產生于上世紀50年代后期發(fā)達國家的航空和軍事工業(yè)中，其主要發(fā)展階段和特點如下：</p><p>　　20世紀60年代，CAD有交互式二維繪圖和三維線框模型的主要特點。</p><p>　　20世紀70年代，CAD的主要特點是自

19、由曲線曲面生成算法和表面造型理論。這期間CAD開始實用化，從二維的電路設計發(fā)展到三維的飛機、造船、汽車等設計。正是曲面造型技術帶來了CAD技術的第一次革命。</p><p>　　20世紀80年代，CAD的主要技術特征是實體造型理論和幾何建模方法。實體造型技術能夠精確表達零件的全部屬性，有助于CAD、CAM、CAE的集成，被認為是新一代CAD系統在技術上的突破性進展。</p><p>　　2

20、0世紀90年代，參數化造型理論日趨成熟，形成了基于特征的實體造型技術，為建立產品的信息模型奠定了基礎，其以PTC公司的Pro/ENGINEER為代表?？梢哉J為，參數化技術的應用主導了CAD發(fā)展史上的第三次技術革命。</p><p>　　可以看出，CAD正經歷著由傳統技術向現代技術的轉變，如今的CAD技術己廣泛應用于電子、機械、建筑、輕紡航空航天、化工、交通、影視、教育等各個領域，特別是近二十年來，由于計算機硬件性

21、能的不斷提高，CAD技術有了大規(guī)模的發(fā)展，己經引起了一場工程設計領域的技術革命，并取得了明顯的經濟效益和社會效益，從而也成為衡量一個國家的科學技術現代化和工業(yè)現代化的重要標志之一。</p><p>　　1.3 本課題研究目的意義</p><p>　　基于以上背景，本設計是以二級圓柱齒輪減速器為例，主要對各級傳動齒輪、軸、軸承、鍵、箱體等進行設計計算，然后又對齒輪，軸，鍵等一些重要零件的強

22、度、剛度、穩(wěn)定性進行了校核。隨后根據自己算出來的尺寸開始手工畫草圖，草圖繪制完成后，再利用Pro/E軟件進行齒輪、軸、軸承、軸承端蓋、箱體等零部件的三維造型，最終裝配成一臺二級圓柱直齒輪減速器，使設計結果的正確性最終得到最直接的體現。</p><p>　　采用此方法實現一臺減速器，可縮短設計周期，節(jié)約設計成本，提高設計正確性。通過完成本設計，可掌握機械設計的一般程序、方法、設計規(guī)律、技術措施，了解現代CAD設計方

23、法，為以后的學習和工作積累經驗，鍛煉解決問題的能力，所以本課題的研究具有重要意義[3-4]。</p><p>　　2． 二級圓柱齒輪減速器設計計算</p><p><b>　　2.1 設計參數</b></p><p>　　工作機輸入轉矩T 900 N· m</p><p>　　輸送帶工作速度v 1.4

24、m/s</p><p>　　滾筒直徑D 400 mm</p><p>　　每日工作小時數 16h</p><p><b>　　使用年限 8年</b></p><p>　　2.2 傳動方案的分析</p><p>　　給定的參數中轉矩小于1500 N· m，帶速小于5.0 m/s，從

25、而可以看出該機構載荷較平穩(wěn)，二級圓柱齒輪減速器可以初選展開式結構。由于該傳動速度較低且工作比較平穩(wěn)，故選用閉式圓柱直齒輪傳動，這樣傳動效率高，結構緊湊，潤滑和防護也有利于減速器的工作壽命及日常維護[5]。</p><p><b>　　傳動方案如下：</b></p><p>　　圖2-1 設計傳動簡圖</p><p>　　2.3 電動機的選擇&

26、lt;/p><p>　　該減速器為一般用途機械，根據工作和電源條件，選用Y系列三相異步電動機，方法如下：</p><p>　　2.3.1 工作機使用功率Pw</p><p>　　Pw= （2-1）</p><p>　　式中 T－工作機輸入轉矩，N·

27、m；</p><p>　　－工作機轉軸的轉速，r/min；</p><p>　?。ぷ鳈C的傳動效率。</p><p>　　從給定參數中可知圓周速度和滾筒直徑D</p><p>　　由公式：v=可以求得==66.85 r/min</p><p>　　進而得到Pw===6.49 KW</p><p>

28、;　　2.3.2 所需的電動機的功率Pd′</p><p>　　由參考文獻5表2-5選?。?0.96（V帶效率）；=0.97（齒輪傳動效率按7級精度）：=0.99（滾動軸承效率）；=0.99（彈性聯軸器效率）；傳動滾筒效率。</p><p>　　由式=…可得到電動機至滾筒的傳動總效率：</p><p>　　==0.960.970.990.990.96 =0.82&

29、lt;/p><p>　　所需電動機的功率===7.91 KW</p><p>　　2.3.3 選擇電動機的額定功率Pd</p><p>　　因減速器連續(xù)工作，單向運轉，載荷有輕微沖擊，經常滿載，每天兩班制工作16h，查Y型電動機型號表，取=11 KW</p><p>　　2.3.4 選擇電動機轉速</p><p>　　

30、工作轉速為=66.85 r/min可取67 r/min。推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i齒輪=3～4。故電動機轉速的可選范圍為=×=（9～16）×66.85=(601.65～1069.60) r/min，符合這一范圍的同步轉速有1000和750兩種。查得兩種電動機型號其技術參數及傳動比的比較情況見下表：</p><p>　　表2-1 電動機型號選擇</p>

31、<p>　　綜合考慮電動機、傳動裝置、重量及傳動比，比較上表兩種方案。方案1電動機價格較便宜，但傳動比較小，致使傳動裝置的結構尺寸也較小，不利于日常維護檢修；方案2的電動機和傳動比都比較適中，傳動裝置結構也比較緊湊。因此選定電動機型號為Y160L-6，其滿載轉速=970 r/min。</p><p>　　2.3.5 總傳動比計算和分配各級傳動比</p><p>　?。?）傳

32、動系統的總傳動比</p><p>　　i= （2-2）</p><p>　　將電動機的滿載速=970r/min，圓筒軸轉速=67r/min帶代入式（2-2）有：</p><p><b>　　i===14.5</b></p><p>　?。?

33、）分配傳動系統各級傳動比</p><p>　　該系統由一級帶傳動和兩級齒輪傳動組成。因為分配傳動比是一項復雜的工作，往往需要經多次改動，現在只做初步設計。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪材質相同，齒寬系數相等時，為使各級大齒輪浸油深度大致相近，且低速級大齒輪直徑略大，傳動比可按下分配[5]，即：</p><p>　　而此時i=14.5，代入得=4.34~4.66.取=4.5<

34、/p><p>　　則=14.5/4.5=3.22</p><p>　　2.4 傳動裝置運動和動力參數計算</p><p>　　2.4.1 各軸轉速的計算</p><p>　　電動機軸 n=970 r/min</p><p>　?、褫S n===970 r/min</p>&l

35、t;p>　?、蜉S n===215.56 r/min</p><p>　?、筝S n===66.94 r/min</p><p>　　工作機軸 =n=66.94 r/min</p><p>　　2.4.2 各軸功率的計算</p><p>　　電動機輸出功率 =11 KW</p>

36、;<p>　?、褫S P===7.910.96=7.59 KW</p><p>　　Ⅱ軸 P=P==7.590.990.97=7.29 KW</p><p>　?、筝S P=P==7.290.990.97=7.00 KW</p><p>　　工作機軸 P=P==6.39 KW</

37、p><p>　　2.4.3 各軸扭矩的計算</p><p>　　電動機軸 =9550=9550=77.88 N·m</p><p>　?、褫S =9550=9550=74.73 N·m</p><p>　　Ⅱ軸 =9550=9550=322.97 N·m</p

38、><p>　　Ⅲ軸 =9550=9550=998.66 N·m</p><p>　　工作機軸 =9550=9550=925.07 N·m</p><p>　　2.5 齒輪傳動的設計計算</p><p>　　2.5.1 高速級齒輪傳動的設計計算</p><p>　?。?

39、）材料、熱處理、精度</p><p>　　材料：因傳遞功率不大，轉速不高，材料按參考文獻5表7-1選取，都采用45號鋼。</p><p>　　熱處理：大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取270HBS，大齒輪齒面硬度取230HBS，兩者相差40HBS。</p><p>　　精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級。</p><p&g

40、t;<b>　　（2）設計過程</b></p><p>　　1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。</p><p>　　初選小齒輪齒數＝20。</p><p>　　大齒輪齒數＝×＝20×4.5=90 ?。?0。</p><p>　　2）由齒面接觸疲勞強度公式有：</p&

41、gt;<p><b>　　（2-3）</b></p><p><b>　　確定各參數的值：</b></p><p>　　a.初選動載系數：試選=1.6</p><p>　　b.傳遞轉矩即軸Ⅰ轉矩：=74.73 N·m=74730 N·mm</p><p>　　c.查

42、表2-8-6：=1.0</p><p>　　d.齒數比u：u=i=4.5</p><p>　　e.彈性系數：查參考文獻6表2-8-4得=189.8 </p><p>　　f.區(qū)域系數：查參考文獻6圖2-8-13得=2.45</p><p>　　g.重合度系數：查參考文獻6(式2-8-17）：</p><p>　　其中端

43、面重合度：查參考文獻6圖2-8-12有</p><p>　　=+=0.75+0.86=1.61</p><p><b>　　則：=0.89</b></p><p>　　h.許用接觸應力：查參考文獻6（式2-8-13）：</p><p>　?、偃〗佑|疲勞最小安全系數=1.0</p><p>　?、谟?/p>

44、參考文獻6圖2-8-17按齒面硬度查得：</p><p>　　小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝420 MPa(取MQ值)</p><p>　　大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝550 MPa(取ML值)</p><p>　?、蹜χ淡h(huán)數N：參考文獻6（式2-8-14）：有</p><p>　　=60nj=60×970

45、15;1×（2×8×300×8）=2.23×10</p><p>　　=/=2.23×10/4.5=5.00×10</p><p>　　接觸疲勞壽命系數：查參考文獻6圖2-8-15得：</p><p>　　K=0.91 K=0.94</p><p>　?、荦X輪的疲勞強

46、度極限</p><p>　　[]==0.91×420 MPa =382.2 MPa </p><p>　　[]==0.94×550 MPa =517 MPa </p><p><b>　　則許用接觸應力：</b></p><p>　　[]=([]+[])/2=(382.2+517)/2=

47、499.6 MPa</p><p>　　i.代入數據求出小齒輪的分度圓直徑：</p><p><b>　　＝58.54 mm</b></p><p><b>　　從而得：</b></p><p><b>　?、儆嬎銏A周速度</b></p><p><

48、;b>　　2.97 m/s</b></p><p><b>　?、谟嬎泯X寬b和模數</b></p><p>　　計算齒寬b：b==58.54 mm</p><p>　　計算模數：=2.93 mm</p><p><b>　　③計算齒寬與高之比</b></p><

49、p>　　齒高h=2.25=2.25×2.93=6.59 mm</p><p><b>　　==8.88</b></p><p>　?、苡嬎爿d荷系數K：由參考文獻6式（2-8-2）：K＝K</p><p>　　查表2-8-1使用系數=1.10</p><p>　　根據，7級精度，查參考文獻6圖2-8-7得&

50、lt;/p><p><b>　　動載系數=1.11</b></p><p>　　查參考文獻6表2-8-2，7級，未硬化，得：=1.0</p><p>　　查表2-8-3，7級，非對稱，得：K=1.32</p><p>　　故載荷系數：K＝K=1.61</p><p>　?、莅磳嶋H載荷系數校正所算得的分

51、度圓直徑</p><p><b>　　=58.66 mm</b></p><p><b>　?、抻嬎隳?lt;/b></p><p>　　=mm 查參考文獻6表1-5-3?。簃m</p><p>　　3）由齒根彎曲強度的校核公式：</p><p><b>　　（2-4

52、）</b></p><p><b>　　確定各參數的值： </b></p><p>　　a.動載系數K：K=1.61</p><p>　　b.傳遞轉矩即軸Ⅰ轉矩：=74.73 N·m =74730 N·mm</p><p>　　c.查參考文獻6表2-8-6：=1.0</p>

53、<p><b>　　d.模數：mm </b></p><p>　　e.齒數：＝20 Z2＝90</p><p>　　f.齒形系數和應力修正系數： </p><p>　　由參考文獻6表2-8-5用插值法得：</p><p>　?。?.73 ＝2.19</p><p>　?。?.57

54、 ＝1.79</p><p>　　g.重合度系數，由參考文獻6（式2-8-21）：=0.25+0.75/ε得</p><p>　　=1.25 =1.12</p><p><b>　　h.計算得：</b></p><p>　　=119.37 MPa =4.83 MPa</p><p>

55、　　取兩者之間較大的，即==119.37 MPa</p><p>　　i.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：</p><p>　　①取彎曲疲勞最小安全系數=1.4</p><p>　?、谟蓞⒖嘉墨I6圖2-8-18按齒面硬度查得：</p><p>　　小齒輪彎曲疲勞強度極限：＝397 MPa(取MQ值)</p><

56、p>　　大齒輪彎曲疲勞強度極限：＝512 MPa(取ML值)</p><p>　?、蹜χ淡h(huán)數N：參考文獻6（式2-8-14）：有</p><p>　　=60nj=60×970×1×（2×8×300×8）=2.23×10</p><p>　　= N/=2.23×10/4.5=5.0

57、0×10 </p><p>　　彎曲疲勞壽命系數：查參考文獻6圖2-8-16得：</p><p>　　=1.37 =1.20</p><p>　?、荦X輪的疲勞強度極限</p><p>　　=388.49 MPa </p><p>　　=512 MPa </p><p>　　取其中

58、較小值=388.49 MPa>=119.37 MPa即滿足強度要求。</p><p><b>　　4）幾何尺寸計算</b></p><p>　　a.計算中心距a===165 mm</p><p>　　b.計算大小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　d==60 mm</b></p

59、><p><b>　　d==270 mm</b></p><p><b>　　c.計算齒輪寬度</b></p><p><b>　　B=</b></p><p><b>　　圓整得： </b></p><p>　　2.5.2 低速級齒

60、輪傳動的設計計算</p><p>　?。?）材料、熱處理、精度</p><p>　　材料：因傳遞功率不大，轉速不高，材料參考文獻5按表7-1選取，都采用45號鋼。</p><p>　　熱處理：大齒輪正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取280HBS，大齒輪齒面硬度取240HBS，兩者相差40HBS。</p><p>　　精度：軟齒

61、面閉式傳動，齒輪精度用7級。</p><p><b>　?。?）設計過程</b></p><p>　　1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核[6]。</p><p>　　初選小齒輪齒數＝22。</p><p>　　大齒輪齒數＝×＝22×3.22=70.84 ?。?2。</

62、p><p>　　2）由齒面接觸疲勞強度公式：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　確定各參數的值：</b></p><p>　　a.初選動載系數：試選=1.6</p><p>　　b.傳遞轉矩即軸轉矩：=3.23 N·m =322

63、970 N·mm</p><p>　　c.查參考文獻6表2-8-6：=1.0</p><p>　　d.齒數比u：u=i=3.27</p><p>　　e.彈性系數：查參考文獻6表2-8-4得=189.8</p><p>　　f.區(qū)域系數：查參考文獻6圖2-8-13得=2.4</p><p>　　g.重合度系數

64、：參考文獻6(式2-8-17）：</p><p>　　其中端面重合度：查參考文獻6圖2-8-12有</p><p>　　=+=0.765+0.86=1.625</p><p><b>　　則：=0.89</b></p><p>　　h.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：</p><p>

65、　?、偃〗佑|疲勞最小安全系數=1.0</p><p>　?、谟蓞⒖嘉墨I6圖2-8-17按齒面硬度查得：</p><p>　　小齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim1＝420 MPa(取MQ值)</p><p>　　大齒輪接觸疲勞強度極限：σHlim2＝550 MPa(取ML值)</p><p>　?、蹜χ淡h(huán)數N：參考文獻6（式2-8-14）：有

66、</p><p>　　=60×215.56×1×（2×8×300×8）=4.97×10</p><p>　　=/=4.97×10/3.22=1.54×10</p><p>　　接觸疲勞壽命系數：查參考文獻6圖2-8-15得：</p><p>　　K=0.

67、89 K=0.92</p><p>　　④齒輪的疲勞強度極限</p><p>　　[]==0.89×420 MPa =373.8 MPa </p><p>　　[]==0.92×550 MPa =506 MPa </p><p>　　則許用接觸應力： </p><p>　　[]=(

68、[]+[])/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa </p><p>　　i.代入數據求得小齒輪的分度圓直徑d：</p><p>　　＝104.65 mm</p><p><b>　　從而得：</b></p><p><b>　?、儆嬎銏A周速度</b></p><p

69、><b>　　1.18 m/s</b></p><p><b>　　②計算齒寬b和模數</b></p><p>　　計算齒寬b：b==104.65 mm</p><p>　　計算模數：=4.76 mm</p><p><b>　?、塾嬎泯X寬與高之比</b></p&g

70、t;<p>　　齒高h=2.25=2.25×4.76=10.71 mm</p><p><b>　　==9.77</b></p><p>　?、苡嬎爿d荷系數K：由參考文獻6（式2-8-2）：K＝K</p><p>　　查表2-8-1使用系數=1.10</p><p>　　根據,7級精度, 查參考文

71、獻6圖2-8-7得</p><p><b>　　動載系數=1.10</b></p><p>　　查2-8-2，7級，未硬化，得：=1.0</p><p>　　查表2-8-3，7級，非對稱，得: K=1.34</p><p>　　故載荷系數：K＝K=1.62</p><p>　　⑤按實際載荷系數校正

72、所算得的分度圓直徑</p><p>　　=105.08 mm</p><p><b>　?、抻嬎隳?lt;/b></p><p><b>　　= </b></p><p>　　查參考文獻6表1-5-3取標準模數：mm</p><p>　　3）由齒根彎曲強度的校核公式：</p

73、><p><b>　?。?-6）</b></p><p><b>　　確定各參數的值:</b></p><p>　　a.動載系數：=1.62</p><p>　　b.傳遞轉矩即軸轉矩：=3.23 N·m =322970 N·mm</p><p>　　c.查參考

74、文獻6表2-8-6：=1.0</p><p><b>　　d.模數：mm</b></p><p>　　e.齒數:＝22 Z2＝72</p><p>　　f.齒形系數和應力修正系數:</p><p>　　由參考文獻6表2-8-5用插值法得：</p><p>　?。?.72 ＝2.19<

75、;/p><p>　　＝1.57  ＝1.79</p><p>　　g.重合度系數，由參考文獻6（式2-8-21）：=0.25 + 0.75/ε</p><p>　　其中端面重合度：查圖2-8-12：=0.765 =0.86有：</p><p>　　=1.23 =1.12</p><p><b>

76、;　　h.計算得：</b></p><p>　　=90.85 MPa =7.09 MPa</p><p>　　取兩者之間較大的，即==90.85 MPa</p><p>　　i.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：</p><p>　?、偃澢谧钚“踩禂?1.4</p><p>

77、　?、谟蓞⒖嘉墨I6圖2-8-18按齒面硬度查得：</p><p>　　小齒輪彎曲疲勞強度極限：＝397 MPa(取MQ值)</p><p>　　大齒輪彎曲疲勞強度極限：＝512 MPa(取ML值)</p><p>　?、蹜χ淡h(huán)數N：參考文獻6 (式2-8-14)：有</p><p>　　=60×215.56×1×

78、;（2×8×300×8）=4.97×10</p><p>　　=/=4.97×10/3.22=1.54×10 </p><p>　　彎曲疲勞壽命系數：查參考文獻6圖2-8-16得：</p><p>　　=0.87 =0.91</p><p>　　④齒輪的疲勞強度極限</p>

79、;<p>　　=246.71 MPa </p><p>　　=332.8 MPa </p><p>　　取其中較小值=246.71 MPa>=90.85 MPa</p><p><b>　　即滿足強度要求。</b></p><p><b>　　4）幾何尺寸計算</b><

80、/p><p>　　a.計算中心距a===235 mm</p><p>　　b.計算大.小齒輪的分度圓直徑</p><p><b>　　d==110 mm</b></p><p><b>　　d==360 mm</b></p><p><b>　　c.計算齒輪寬度<

81、/b></p><p><b>　　B=</b></p><p><b>　　圓整得： </b></p><p>　　綜上整理計算結果有：</p><p>　　表2-2 齒輪設計參數</p><p>　　2.6 軸的設計計算</p><p>

82、　　2.6.1 高速級軸的設計</p><p>　　（1）由前計算列出Ⅰ軸上各數據</p><p>　　表2-3 Ⅰ軸設計參數</p><p>　?。?）初步確定軸的直徑</p><p>　　先由參考文獻6表2-10-1選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據參考文獻6表2-10-3初步估算軸的最小直徑，取。</p><p&

83、gt;　　由 （2-7）</p><p><b>　　有：</b></p><p>　　最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，取</p><p>　?。?）軸結果的設計</p><p>　　1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示&l

84、t;/p><p>　　圖2-2 Ⅰ軸設計方案</p><p>　　2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　a.軸承端蓋的總寬度為37 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故取。為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，故?、?

85、Ⅲ的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上，故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些，現取。</p><p>　　b.初步選擇滾動軸承：因軸承受有徑向力的作用，故選用單列角接觸球軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取GB/T292-2007的單列角接觸球軸承7206AC型，尺寸為d×D×B=30 mm×62 mm×16

86、mm，故取=30 mm。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由課程設計手冊查軸承軸肩的高度h=2.5 mm，取=35 mm。</p><p>　　c.取安裝齒輪處的軸段，因小齒輪直徑較小，故直接把齒輪和軸做成一起，即。</p><p>　　d.段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位，防止小齒輪的油甩出。取齒輪距箱體內壁之距離a=16 mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段

87、距離s，取s=8，已知滾動軸承寬度B=16 mm。第Ⅱ根軸上有兩個齒輪，其中大齒輪齒寬為60 mm，小齒輪齒寬115 mm，取=6 mm，則可計算：=（16+8+16-6）mm=34 mm，。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。</p><p>　　3）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。</p><p><b

88、>　?。?）求軸上的載荷</b></p><p>　　1）求作用在齒輪上的力</p><p>　　已知高速級小齒輪的分度圓直徑為=60 mm</p><p><b>　　切向力 </b></p><p><b>　　徑向力 </b></p><p>

89、<b>　　軸向力 </b></p><p>　　2）根據結構圖作出軸的計算簡圖：</p><p>　　圖2-3 軸的強度分析</p><p>　　水平支反力 </p><p>　　垂直支反力 </p><p>　　水平彎矩 </p><p>

90、;　　垂直彎矩 </p><p>　　總彎矩 </p><p>　　表2-4Ⅰ軸的校核計算</p><p>　　（5）按彎扭合成應力校核軸的強度</p><p>　　進行校核時通常只校核承受最大彎矩和最大扭矩的截面。根據表中的取值，且≈0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取≈0.3；當扭轉

91、切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈0.6）。</p><p>　　由 （2-8）</p><p><b>　　計算軸的應力</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得[σ-1]=60 MPa，因此σca<[σ-1]。</

92、p><p>　　即按彎扭合成強度校核軸的強度足夠安全[6]。</p><p>　　2.6.2 中間軸的設計</p><p>　?。?）由前計算列出Ⅱ軸上各數據</p><p>　　表2-5 Ⅱ軸設計參數</p><p>　?。?）初步確定軸的直徑</p><p>　　先由參考文獻6表2-10-1選

93、取軸的材料為45鋼，調質處理，根據參考文獻6表2-10-3初步估算軸的最小直徑，取。</p><p>　　由參考文獻6（式2-10-2）有：</p><p><b>　　（3）軸結果的設計</b></p><p>　　1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示</p><p>　　圖2-4 Ⅱ軸設計方案</p>

94、<p>　　2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　a.初步選擇滾動軸承：因軸承受有徑向力的作用，故選用單列角接觸球軸承。參照工作要求并根據，由GB/T 292-2007中初步選單列角接觸球軸承7208AC型。其尺寸為d×D×B=40 mm×80 mm×18 mm，故取=40 mm。</p><p>　　b.取安裝

95、齒輪處的軸段，左齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知齒輪的寬度為115 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。同理取右端軸段56 mm，高速級齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高3 mm，取。因齒輪之間應相距一定距離，取。</p><p>　　c.取齒輪距箱體內壁之距離a=16，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8，取滾動軸承寬度B=18 ，則&

96、lt;/p><p>　　=(18+8+16+4) mm=46 mm?？紤]右端齒輪與I軸齒輪嚙合，取=18 mm，=(18+8+18+4) mm=48 mm。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。</p><p>　　3）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。</p><p>　　2.6.3 低速級軸

97、的設計</p><p>　　（1）由前計算列出Ⅲ軸上各數據</p><p>　　表2-6 Ⅲ軸設計參數</p><p>　?。?）初步確定軸的直徑</p><p>　　先由參考文獻6表2-10-1選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據參考文獻6表2-10-3初步估算軸的最小直徑，取。</p><p>　　由參考文獻6（式

98、2-10-2）有：</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，取</p><p><b>　?。?）軸結果的設計</b></p><p>　　1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示</p><p>　　圖2-5 Ⅲ軸設計方案</p><p>　　2）根據軸向定位的要求確定軸的各

99、段直徑和長度</p><p>　　a.為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩，故?、?Ⅲ的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上，故取。</p><p>　　b.初步選擇滾動軸承：因軸承受有徑向力的作用，故選用單列角接觸球軸承參照工作要求并根據，初步選取單列角接觸球軸承7213AC型，尺寸為d×D

100、×B=65 mm×120 mm×23 mm，故取=65 mm，=23 mm。</p><p>　　c.右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由課程設計手冊查軸肩的高度h=5 mm，因此取=75 mm。</p><p>　　d.取安裝齒輪處的軸段，齒輪的右端采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為110 mm，為了是套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應該略短于輪轂寬度，故取。左端

101、采用軸肩單位，h>0.07d，則h=5,。軸肩寬度b>1.4h，取。</p><p>　　e.軸承端蓋的總寬度為37 mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離，故取。</p><p>　　f.段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位，防止小齒輪的油甩出。取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ，考慮到箱體

102、的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s=8 ，已知滾動軸承寬度b=23 。第Ⅱ根軸上有兩個齒輪，其中大齒輪齒寬為115 mm，小齒輪齒寬為60 mm，則可計算：，。至此，已初步確定了軸的各端直徑和長度。</p><p>　　3）確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。</p><p>　　2.7

103、鍵聯接的選擇及校核計算</p><p>　　2.7.1 輸入軸上鍵的選擇及校核</p><p>　?。?）半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按其直徑為23 mm，查GB1096-1979得平鍵截面b×h=8 mm×7 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 mm。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。</p><p>

104、;　　（2）鍵的工作長度=L-b=40-8=32 mm，由參考文獻6表2-5-2根據靜聯接及鍵的材料為碳素鋼，故其許用擠壓應力為[]=100 MPa。由于齒輪的材料為調質鋼，其許用擠壓應力[]=100 MPa，故聯接的許用擠壓應力[]=[]=100 MPa。</p><p>　　由[] （2-9）</p>&

105、lt;p><b>　　得聯軸器上＜[]</b></p><p>　　故鍵聯接的強度足夠。</p><p>　　2.7.2 中間軸上鍵的選擇及校核</p><p>　?。?）齒輪與軸的定位用平鍵連接，按其直徑為50 mm，查GB1096-1979得平鍵截面b×h=14 mm×9 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為100

106、 mm、50 mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。</p><p>　?。?）校核高速級上齒輪對應的鍵，其工作長度為=L-b=50-14=36 mm，由參考文獻6表2-5-2，根據靜聯接及軸和鍵的材料均為碳素鋼，故兩者的許用擠壓應力都為[]=[]=100MPa。由于齒輪的材料為調質鋼，故其許用擠壓應力[]=1

107、00 MPa，因而聯接的許用擠壓應力取為[]=[]=100 MPa。</p><p><b>　　由式（2-9）得：</b></p><p><b>　?。糩]</b></p><p>　　故鍵聯接的強度足夠。</p><p>　　2.7.3 輸出軸上鍵的選擇及校核</p><

108、p>　　（1）半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，查GB1096-1979查得平鍵截面b×h=16 mm×10 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm；齒輪與軸的定位用平鍵截面b×h=20 mm×12 mm，長為90 mm。同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。</p><

109、p>　?。?）鍵的長度為輪轂上=L-b=90-20=70mm，聯軸器上=L-b=80-16=64mm，由參考文獻6表2-5-2，根據靜聯接及軸和鍵的材料均為碳素鋼，故兩者的許用擠壓應力都為[]=[]=100 MPa。由于齒輪的材料為調質鋼，故其許用擠壓應力[]=100 MPa，因而聯接的許用擠壓應力取為[]=[]=100 MPa。</p><p><b>　　由式（2－9）得：</b>

110、</p><p><b>　　輪轂上＜[]</b></p><p><b>　　聯軸器上＜[]</b></p><p>　　故鍵聯接的強度足夠[6]。</p><p>　　2.8 箱體結構的設計</p><p>　　2.8.1 箱體初步設計</p><

111、p>　　減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，為保證齒輪嚙合質量采用剖分式結構，上箱體與下箱體采用配合。</p><p>　?。?）在機體外增加加強筋，外輪廓為長方形，增強軸承座的剛度。</p><p>　?。?）考慮到機體內零件的潤滑、密封以及散熱，故采用浸油潤滑，同時為避免運行期間沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40 mm。</p><p>　　（3）

112、為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。</p><p>　?。?）保證機體結構有良好的工藝性，鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。</p><p>　　2.8.2 箱體附件設計</p><p>　　（1）視孔蓋和視孔：</p><p>　　在機蓋頂部開視孔，即可以看到傳動零

113、件嚙合區(qū)，并保證足夠的空間，以便于能伸入進行操作。視孔有蓋板，并用墊片加強密封，緊固螺栓選用M6。</p><p><b>　?。?）油螺塞：</b></p><p>　　放油孔位于箱體內腔最底處，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。</p><p><b>　

114、　（3）油標：</b></p><p>　　油標設在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處，安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。</p><p><b>　　（4）通氣孔：</b></p><p>　　由于減速器運轉期間，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的視孔蓋上安裝通氣器，以保證箱體內壓力平衡。</p&g

115、t;<p><b>　?。?）蓋螺釘：</b></p><p>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度，保證連接緊密。</p><p><b>　　（6）定位銷：</b></p><p>　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。&l

116、t;/p><p><b>　?。?）吊鉤：</b></p><p>　　在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。</p><p>　　2.8.3 箱體尺寸表</p><p>　　減速器機體結構尺寸參照參考文獻5表2-7如下：</p><p>　　表2-7箱體結構尺寸參照表</p&

117、gt;<p>　　2.9 潤滑密封設計</p><p>　　對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且轉速較低，其圓周速度小于4.5 m/s，所以采用浸油潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。</p><p>　?。?）為避免傳動個回轉時將油池底部沉積的污物攪起，大齒輪的齒頂圓到油池底面的距離應大于30 mm，一般定為30~50 mm，取H

118、=40 mm。</p><p>　?。?）大齒輪在油池中的浸油深度為一個齒高，但不應小于10 mm。這樣確定出的油面可作為最低油面?？紤]到使用中的油不斷蒸發(fā)、損耗以及攪油損失等因素，還應確定最高油面，一般不大于傳動件半徑的1/3，即h=0.3Rmax=54 mm。</p><p>　　故潤滑油的深度為H+=40+54=94 mm。</p><p>　　密封性是為了保

119、證機蓋與機座聯接處的充足密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，而且凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證接觸面處的密封性[11-15]。</p><p>　　3． 基于Pro/E的二級圓柱齒輪減速器的造型及裝配</p><p>　　根據以上設計參數及計算結果，在Pro/E中主要對軸承、軸承端蓋、下箱體進行了造型及箱體的裝配。</p><p>　　

120、3.1 軸承的主要造型過程</p><p>　　通過旋轉特征、草繪出旋轉截面完成對外圈的創(chuàng)建的造型。內圈、滾動體的構建和外圈的一樣，不作詳細說明。然后進行軸承的組裝：通過新建組件、插入零件等命令完成對各個軸承的的造型。</p><p>　　表3-1 軸承的三維造型</p><p>　　在該減速器中一共用到六個軸承，其畫法一樣，只是尺寸不同，為了整體裝配的方便，直接

121、把軸承裝配成一個部件，以便后續(xù)總裝配。</p><p>　　3.2 軸承端蓋的主要造型過程</p><p>　　軸承端蓋選用凸緣式，通過旋轉特征、拉伸切剪材料特征、倒圓角特征等工具完成對六個軸承端蓋的造型。</p><p>　　表3-2 軸承端蓋的三維造型</p><p>　　3.3 上箱體的主要造型過程</p><p

122、>　　通過使用拉伸特征、切割特征、抽殼特征、孔特征、倒角特征、圓角特征、筋特征等工具完成上箱體的造型。其三維造型如下：</p><p>　　圖3-1 上箱體的三維造型</p><p>　　3.4 下箱體的主要造型過程</p><p>　　通過使用拉伸特征、切割特征、孔特征、倒角特征、圓角特征、筋特征等工具完成下箱體的造型。其三維造型如下：</p>

123、<p>　　圖3-2 下箱體的三維造型</p><p>　　3.5 箱體的裝配過程</p><p>　　通過對齊、匹配等命令分別將Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸裝入下箱體。</p><p>　　圖3-3 下箱體的裝配</p><p>　　通過對齊、匹配等命令分別裝入上箱體、定位銷、箱蓋與箱座連接螺栓、軸承旁連接螺栓以及各個軸上對應的軸承端蓋

124、[16]。</p><p><b>　　圖3-4箱體的裝配</b></p><p><b>　　4． 總結</b></p><p>　　至此，畢業(yè)設計已經接近尾聲?；仡欉@兩個月的學習生活，總結如下： </p><p>　　通過認真分析設計要求，開始著手對零部件進行設計計算，主要是各級傳動齒輪、軸、

125、軸承、鍵、箱體等的設計計算，并且對齒輪，軸，鍵等一些重要零件的強度進行了校核。隨后根據計算出來的尺寸開始手工畫草圖，草圖繪制完成后，再利用Pro/E計算機輔助設計軟件進行齒輪繪制及造型、軸的繪制及造型、各個零部件的繪制造型、箱體的設計造型，并裝配成一臺二級圓柱直齒輪減速器，至此設計造型過程順利完成。</p><p>　　通過認真反思，也認識到其中的不足之處，例如軸與齒輪之間的公差配合、上箱體的視孔蓋布置、吊鉤吊環(huán)

126、的布置等問題都需要得到進一步解決。不過總的來說，作為眾多機械設備中的一員，該減速器結構簡單牢固，使用維護方便，承載能力范圍大，不怕工況條件惡劣，是適用性好，應用量大的產品，具有良好的發(fā)展前景。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　[1] 張德珍．基于特征造型的三位圓柱齒輪減速器參數設計系統[D]．青島：山東科技大學，2006：3-7.&l