基于ProE的二級圓柱齒輪減速器設計造型畢業(yè)論文

1、榆林學院本科畢業(yè)設計分類號 單位代碼 密 級 學 號 * 學生畢業(yè)設計題 目基于Pro/E的二級圓柱齒輪減速器設計造型作 者LXT院 (系)化學與化工學院專 業(yè)過程裝備與控制工程指導教師D R答辯日期2012 年 5 月 26 日摘 要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。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(xiàn)。初步建立了一臺減速器的參數(shù)化設計系統(tǒng)，采用此方法實現(xiàn)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，

2、對提高產品質量具有一定意義。關鍵詞：減速器；Pro/E；三維造型；模型裝配ABSTRACTModeling of Two Cylindrical Gear Reducer Based on Pro/EABSTRACTThe reducer, widely and typically used, is one of mechanical transmission devices. It plays a role in matching speed and transmitting torque between the prime mover and working machine or the

3、implementing agency.This paper is about the design of a two-cylinder gear reducer, including the design of gear, the design of shaft and the strength check of them. With three-dimensional modeling and assembly by Pro/E, the results have the most direct manifestation. By the initial establishment of

4、this parametric design system, the program can devise a reducer, shorting the design cycle, saving design costs, and subjoining the accuracy of it. It is the great significance to improve product quality.Key words: Reducer; Pro/E; Three-dimensional Modeling; Assembly ModelingIII目 錄摘 要IABSTRACTII1 緒論

5、11.1 減速器簡介11.2 計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現(xiàn)狀11.3 本課題研究目的意義22 二級圓柱齒輪減速器設計計算32.1 設計參數(shù)32.2 傳動方案的分析32.3 電動機的選擇32.3.1 工作機使用功率Pw42.3.2 所需的電動機的功率Pd42.3.3 選擇電動機的額定功率Pd42.3.4 選擇電動機轉速42.3.5 總傳動比計算和分配各級傳動比52.4 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算52.4.1 各軸轉速的計算52.4.2 各軸功率的計算62.4.3 各軸扭矩的計算62.5 齒輪傳動的設計計算62.5.1 高速級齒輪傳動的設計計算62.5.2 低速級齒輪傳動的設計計算102.

6、6 軸的設計計算132.6.1 高速級軸的設計132.6.2 中間軸的設計162.6.3 低速級軸的設計172.7 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算192.7.1 輸入軸上鍵的選擇及校核192.7.2 中間軸上鍵的選擇及校核192.7.3 輸出軸上鍵的選擇及校核202.8 箱體結構的設計202.8.1 箱體初步設計202.8.2 箱體附件設計202.8.3 箱體尺寸表212.9 潤滑密封設計223 基于Pro/E的二級圓柱齒輪減速器的造型及裝配233.1 軸承的主要造型過程233.2 軸承端蓋的主要造型過程233.3 上箱體的主要造型過程243.4 下箱體的主要造型過程243.5 箱體的裝配過程254

7、總結27參考文獻28致 謝291 緒論1.1 減速器簡介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(shù)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

8、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。1.2 計算機輔助設計（CAD）簡介及發(fā)展現(xiàn)狀計算機輔助設計(Computer Aided Design，簡稱CAD)是指工程技術人員以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：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。20世紀70年代，CAD的主要特點是自由曲線曲面生成算法和表面造型理論。這期間CAD

9、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。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(tǒng)在技術上的突破性進展。20世紀90年代，參數(shù)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(shù)化技術的應用主導了CAD發(fā)展史上的第三次技術革命?？梢钥闯?，CAD正經歷著由傳統(tǒng)技術向現(xiàn)代技術的轉變，如今的CAD技術己廣泛應用于電子

10、、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(xiàn)代化和工業(yè)現(xiàn)代化的重要標志之一。1.3 本課題研究目的意義基于以上背景，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，

11、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(xiàn)。采用此方法實現(xiàn)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(xiàn)代CAD設計方法，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。2 二級圓柱齒輪減速器設計計算2.1 設計參數(shù)工作機輸入轉矩T 900 N m輸送帶工作速度v 1.4 m/s滾筒直徑D 400 mm每日工作小時數(shù) 16h使用年限 8年2.2 傳動方案的分析給定的參數(shù)中轉矩小于1500 N m，帶速小于5.0 m/s，從而可以看出該機構載荷

12、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。傳動方案如下：圖2-1 設計傳動簡圖2.3 電動機的選擇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：2.3.1 工作機使用功率PwPw= （2-1）式中 T工作機輸入轉矩，N m；工作機轉軸的轉速，r/min；工作機的傳動效率。從給定參數(shù)中可知圓周速度和滾筒直徑D由公式：v=可以求得=66.85 r/min進而得到Pw=6.49 KW2.3.2 所需的電動機的功率Pd由參考文獻5表

13、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(lián)軸器效率）；傳動滾筒效率。由式=可得到電動機至滾筒的傳動總效率：=0.960.970.990.990.96 =0.82所需電動機的功率=7.91 KW2.3.3 選擇電動機的額定功率Pd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 KW2.3.4 選擇電動機轉速工作轉速為=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=34。故電動機轉速的可選范圍為=（91

14、6）66.85=(601.651069.60) 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(shù)及傳動比的比較情況見下表：表2-1 電動機型號選擇方案電動機型號額定功率/KW電動機轉速(r/min)總傳動比 重量同步轉速滿載轉速i/Kg1Y180L-81175073010.921802Y160L-611100097014.51139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Y1

15、60L-6，其滿載轉速=970 r/min。2.3.5 總傳動比計算和分配各級傳動比（1）傳動系統(tǒng)的總傳動比 i= （2-2）將電動機的滿載速=970r/min，圓筒軸轉速=67r/min帶代入式（2-2）有：i=14.5（2）分配傳動系統(tǒng)各級傳動比該系統(tǒng)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(xiàn)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(shù)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：而此時i=14.5，代入得=4.344.66.取=4.5則=14.5/4.5=3.22292.4

16、 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算2.4.1 各軸轉速的計算電動機軸 n=970 r/min軸 n=970 r/min軸 n=215.56 r/min軸 n=66.94 r/min工作機軸 =n=66.94 r/min2.4.2 各軸功率的計算電動機輸出功率 =11 KW軸 P=7.910.96=7.59 KW軸 P=P=7.590.990.97=7.29 KW軸 P=P=7.290.990.97=7.00 KW工作機軸 P=P=6.39 KW2.4.3 各軸扭矩的計算電動機軸 =9550=9550=77.88 Nm軸 =9550=9550=74.73 Nm軸 =9550=9550=322.97 N

17、m軸 =9550=9550=998.66 Nm工作機軸 =9550=9550=925.07 Nm2.5 齒輪傳動的設計計算2.5.1 高速級齒輪傳動的設計計算（1）材料、熱處理、精度材料：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。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。精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級。（2）設計過程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。初選小齒輪齒數(shù)20。大齒輪齒數(shù)204.5=90 取90。2）由齒面接觸疲勞強度公式有： （2-3

18、）確定各參數(shù)的值：a.初選動載系數(shù)：試選=1.6b.傳遞轉矩即軸轉矩：=74.73 Nm=74730 Nmmc.查表2-8-6：=1.0d.齒數(shù)比u：u=i=4.5e.彈性系數(shù)：查參考文獻6表2-8-4得=189.8 f.區(qū)域系數(shù)：查參考文獻6圖2-8-13得=2.45g.重合度系數(shù)：查參考文獻6(式2-8-17）：其中端面重合度：查參考文獻6圖2-8-12有=+=0.75+0.86=1.61則：=0.89h.許用接觸應力：查參考文獻6（式2-8-13）：取接觸疲勞最小安全系數(shù)=1.0由參考文獻6圖2-8-17按齒面硬度查得：小齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim1420 MPa(取MQ值)大齒輪接

19、觸疲勞強度極限：Hlim2550 MPa(取ML值)應力值環(huán)數(shù)N：參考文獻6（式2-8-14）：有=60nj=609701（283008）=2.2310=/=2.2310/4.5=5.0010接觸疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻6圖2-8-15得：K=0.91 K=0.94齒輪的疲勞強度極限=0.91420 MPa =382.2 MPa =0.94550 MPa =517 MPa 則許用接觸應力：=(+)/2=(382.2+517)/2=499.6 MPai.代入數(shù)據求出小齒輪的分度圓直徑：58.54 mm從而得：計算圓周速度2.97 m/s計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b：b=58.54 mm計算模數(shù)：=

20、2.93 mm計算齒寬與高之比齒高h=2.25=2.252.93=6.59 mm=8.88計算載荷系數(shù)K：由參考文獻6式（2-8-2）：KK查表2-8-1使用系數(shù)=1.10根據，7級精度，查參考文獻6圖2-8-7得動載系數(shù)=1.11查參考文獻6表2-8-2，7級，未硬化，得：=1.0查表2-8-3，7級，非對稱，得：K=1.32故載荷系數(shù)：KK=1.61按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=58.66 mm計算模數(shù)=mm 查參考文獻6表1-5-3取：mm3）由齒根彎曲強度的校核公式： （2-4）確定各參數(shù)的值： a.動載系數(shù)K：K=1.61b.傳遞轉矩即軸轉矩：=74.73 Nm =74730

21、 Nmmc.查參考文獻6表2-8-6：=1.0d.模數(shù)：mm e.齒數(shù)：20 Z290f.齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)： 由參考文獻6表2-8-5用插值法得：2.73 2.191.57 1.79g.重合度系數(shù)，由參考文獻6（式2-8-21）：=0.25+0.75/得=1.25 =1.12h.計算得：=119.37 MPa =4.83 MPa取兩者之間較大的，即=119.37 MPai.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：取彎曲疲勞最小安全系數(shù)=1.4由參考文獻6圖2-8-18按齒面硬度查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限：397 MPa(取MQ值)大齒輪彎曲疲勞強度極限：512 MPa(取ML值)應

22、力值環(huán)數(shù)N：參考文獻6（式2-8-14）：有=60nj=609701（283008）=2.2310= N/=2.2310/4.5=5.0010 彎曲疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻6圖2-8-16得：=1.37 =1.20齒輪的疲勞強度極限=388.49 MPa =512 MPa 取其中較小值=388.49 MPa=119.37 MPa即滿足強度要求。4）幾何尺寸計算a.計算中心距a=165 mmb.計算大小齒輪的分度圓直徑d=60 mmd=270 mmc.計算齒輪寬度B=圓整得： 2.5.2 低速級齒輪傳動的設計計算（1）材料、熱處理、精度材料：因傳遞功率不大，轉速不高，材料參考文獻5按表7-1選取

23、，都采用45號鋼。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。精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級。（2）設計過程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。初選小齒輪齒數(shù)22。大齒輪齒數(shù)223.22=70.84 取72。2）由齒面接觸疲勞強度公式： （2-5）確定各參數(shù)的值：a.初選動載系數(shù)：試選=1.6b.傳遞轉矩即軸轉矩：=3.23 Nm =322970 Nmmc.查參考文獻6表2-8-6：=1.0d.齒數(shù)比u：u=i=3.27e.彈性系數(shù)：查參考文獻6表2-8-4得=189.8f.

24、區(qū)域系數(shù)：查參考文獻6圖2-8-13得=2.4g.重合度系數(shù)：參考文獻6(式2-8-17）：其中端面重合度：查參考文獻6圖2-8-12有=+=0.765+0.86=1.625則：=0.89h.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：取接觸疲勞最小安全系數(shù)=1.0由參考文獻6圖2-8-17按齒面硬度查得：小齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim1420 MPa(取MQ值)大齒輪接觸疲勞強度極限：Hlim2550 MPa(取ML值)應力值環(huán)數(shù)N：參考文獻6（式2-8-14）：有=60215.561（283008）=4.9710=/=4.9710/3.22=1.5410接觸疲勞壽命系數(shù)：查參考文獻6圖2

25、-8-15得：K=0.89 K=0.92齒輪的疲勞強度極限=0.89420 MPa =373.8 MPa =0.92550 MPa =506 MPa 則許用接觸應力： =(+)/2=(373.8+506)/2=439.9 MPa i.代入數(shù)據求得小齒輪的分度圓直徑d：104.65 mm從而得：計算圓周速度1.18 m/s計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b：b=104.65 mm計算模數(shù)：=4.76 mm計算齒寬與高之比齒高h=2.25=2.254.76=10.71 mm=9.77計算載荷系數(shù)K：由參考文獻6（式2-8-2）：KK查表2-8-1使用系數(shù)=1.10根據,7級精度, 查參考文獻6圖2-8-7

26、得動載系數(shù)=1.10查2-8-2，7級，未硬化，得：=1.0查表2-8-3，7級，非對稱，得: K=1.34故載荷系數(shù)：KK=1.62按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑=105.08 mm計算模數(shù)= 查參考文獻6表1-5-3取標準模數(shù)：mm3）由齒根彎曲強度的校核公式： （2-6）確定各參數(shù)的值:a.動載系數(shù)：=1.62b.傳遞轉矩即軸轉矩：=3.23 Nm =322970 Nmmc.查參考文獻6表2-8-6：=1.0d.模數(shù)：mme.齒數(shù):22 Z272f.齒形系數(shù)和應力修正系數(shù):由參考文獻6表2-8-5用插值法得：2.72 2.191.57 1.79g.重合度系數(shù)，由參考文獻6（式2-8

27、-21）：=0.25 + 0.75/其中端面重合度：查圖2-8-12：=0.765 =0.86有：=1.23 =1.12h.計算得：=90.85 MPa =7.09 MPa取兩者之間較大的，即=90.85 MPai.許用接觸應力：參考文獻6（式2-8-13）：取彎曲疲勞最小安全系數(shù)=1.4由參考文獻6圖2-8-18按齒面硬度查得：小齒輪彎曲疲勞強度極限：397 MPa(取MQ值)大齒輪彎曲疲勞強度極限：512 MPa(取ML值)應力值環(huán)數(shù)N：參考文獻6 (式2-8-14)：有=60215.561（283008）=4.9710=/=4.9710/3.22=1.5410 彎曲疲勞壽命系數(shù)：查參考文

28、獻6圖2-8-16得：=0.87 =0.91齒輪的疲勞強度極限=246.71 MPa =332.8 MPa 取其中較小值=246.71 MPa=90.85 MPa即滿足強度要求。4）幾何尺寸計算a.計算中心距a=235 mmb.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=110 mmd=360 mmc.計算齒輪寬度B=圓整得： 綜上整理計算結果有：表2-2 齒輪設計參數(shù)級別a齒寬高速級20903165=65 mm,=60 mm低速級22725235=115 mm,=110 mm2.6 軸的設計計算2.6.1 高速級軸的設計（1）由前計算列出軸上各數(shù)據表2-3 軸設計參數(shù)功率/ KW轉矩/ Nmm轉速（r/m

29、in）直徑/ mm壓力角7.59747309706020（2）初步確定軸的直徑先由參考文獻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。由 （2-7）有：最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑，取（3）軸結果的設計1）擬定軸上零件的傳動方案。如圖所示圖2-2 軸設計方案2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度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(lián)軸器右端面間的距離，故取。為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求，-軸段右端需要制出一軸肩，故取-的

30、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(lián)軸器上而不壓在軸端上，故-的長度應比略短一些，現(xiàn)取。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dDB=30 mm62 mm16 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。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。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

31、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，應距箱體內壁一段距離s，取s=8，已知滾動軸承寬度B=16 mm。第根軸上有兩個齒輪，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。3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。（4）求軸上的載荷1）求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為=60 mm切向力 徑向力 軸向力 2）根據結構圖作出軸的計算簡圖： 圖2-3 軸的強度分析水平支反力 垂直支反力 水平彎矩 垂直彎矩 總彎矩 表2-

32、4軸的校核計算載荷水平面H垂直面V支反力彎矩 總彎矩 扭矩（5）按彎扭合成應力校核軸的強度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；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）。由 （2-8）計算軸的應力前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60 MPa，因此ca0.07d，則h=5,。軸肩寬度b1.4h，取。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(lián)軸器右端面間的距離，故取。f.段的右端

33、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。3）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，其他各處的倒圓角為R=3。2.7 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算2.7.1 輸入軸上鍵的選擇及校核（1）半聯(lián)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bh=8 mm7 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為40 m

34、m。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。（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(lián)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(lián)接的許用擠壓應力=100 MPa。由 （2-9）得聯(lián)軸器上故鍵聯(lián)接的強度足夠。2.7.2 中間軸上鍵的選擇及校核（1）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bh=14 mm9 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為100 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

35、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。（2）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(lián)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=100 MPa，因而聯(lián)接的許用擠壓應力取為=100 MPa。由式（2-9）得：故鍵聯(lián)接的強度足夠。2.7.3 輸出軸上鍵的選擇及校核（1）半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，查GB1096-1979查得平鍵截面bh=16 mm10 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63 mm；齒輪與軸的定位用

36、平鍵截面bh=20 mm12 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。（2）鍵的長度為輪轂上=L-b=90-20=70mm，聯(lián)軸器上=L-b=80-16=64mm，由參考文獻6表2-5-2，根據靜聯(lián)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(lián)接的許用擠壓應力取為=100 MPa。由式（29）得：輪轂上聯(lián)軸器上故鍵聯(lián)接的強度足夠6。2.8 箱體結構的設計2.8.1 箱體初步設計減速器的箱體采

37、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。（1）在機體外增加加強筋，外輪廓為長方形，增強軸承座的剛度。（2）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?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40 mm。（3）為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。（4）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。2.8.2 箱體附件設計（1）視孔蓋和視孔：在機蓋頂部開視孔，即可以看到傳動零件嚙合區(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

38、強密封，緊固螺栓選用M6。（2）油螺塞：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。（3）油標：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。（4）通氣孔：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。（5）蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度，保證連接緊密。（6）定位銷：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(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。（7）

39、吊鉤：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。2.8.3 箱體尺寸表減速器機體結構尺寸參照參考文獻5表2-7如下：表2-7箱體結構尺寸參照表名稱符號計算公式結果箱座壁厚8.8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度13.2箱座底凸緣厚度22地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目250時，n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M20機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M12視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M10，至外機壁距離根據位置及軸承座外徑確定342218定位銷直徑=（0.70.8）10外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離1.28

40、齒輪端面與內機壁距離8機蓋，機座肋厚7 8軸承端蓋外徑+（55.5）115（1軸）128（2軸）160（3軸）軸承端蓋凸緣厚度t（11.2）12軸承旁聯(lián)結螺栓距離115（1軸）128（2軸）160（3軸）2.9 潤滑密封設計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。（1）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3050 mm，取H=40 mm。（2）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

41、定出的油面可作為最低油面。考慮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。故潤滑油的深度為H+=40+54=94 mm。密封性是為了保證機蓋與機座聯(lián)接處的充足密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，而且凸緣聯(lián)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。3 基于Pro/E的二級圓柱齒輪減速器的造型及裝配根據以上設計參數(shù)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。3.1 軸承的主要造型過程通過旋轉特征、草繪出旋轉截面完成對外圈的創(chuàng)建的造型。內圈、滾動

42、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。表3-1 軸承的三維造型軸上軸上軸上型號7206AC7208AC7213AC三維圖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，直接把軸承裝配成一個部件，以便后續(xù)總裝配。3.2 軸承端蓋的主要造型過程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。表3-2 軸承端蓋的三維造型軸上軸上軸上三維圖透蓋悶蓋悶蓋透蓋悶蓋3.3 上箱體的主要造型過程通過使用拉伸特征、切割特征、抽殼特征、孔特征、倒角特征、圓角特征、筋特征等

43、工具完成上箱體的造型。其三維造型如下：圖3-1 上箱體的三維造型3.4 下箱體的主要造型過程通過使用拉伸特征、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：圖3-2 下箱體的三維造型3.5 箱體的裝配過程通過對齊、匹配等命令分別將軸、軸、軸裝入下箱體。圖3-3 下箱體的裝配通過對齊、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16。圖3-4箱體的裝配4 總結至此，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： 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、軸承、鍵、箱

44、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。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)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。參考文獻1 張德珍基于特征

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