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北京工業(yè)大學(xué)耿丹學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
基于Solidwork的行星齒輪的三維建模與運(yùn)動(dòng)仿真
所在學(xué)院
專(zhuān) 業(yè)
班 級(jí)
姓 名
學(xué) 號(hào)
指導(dǎo)老師
年 月 日
摘 要
行星齒輪減速器是一種至少有一個(gè)齒輪的幾何軸線繞著固定位置轉(zhuǎn)動(dòng)圓周運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)，變速器通常和若干行星輪和傳遞載荷的作用，為了使功率分流。漸開(kāi)線行星齒輪傳動(dòng)具有以下優(yōu)點(diǎn)：傳動(dòng)比大，結(jié)構(gòu)緊湊，體積小、質(zhì)量小，效率高，噪音低，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，因此被廣泛應(yīng)用于冶金，工程機(jī)械，起重，運(yùn)輸，航空，機(jī)床，電氣機(jī)械及國(guó)防工業(yè)等部門(mén)，作為減速、變速或增速的齒輪傳動(dòng)裝置
NGW型行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)原理：當(dāng)高速軸由電機(jī)驅(qū)動(dòng)，帶動(dòng)太陽(yáng)輪，然后帶動(dòng)行星輪轉(zhuǎn)動(dòng)，內(nèi)齒圈固定，然后帶動(dòng)行星架輸出運(yùn)動(dòng)的，在行星架上的行星輪既自轉(zhuǎn)和公轉(zhuǎn)，具有相同的結(jié)構(gòu)。二級(jí)，三級(jí)或多級(jí)傳輸。NGW型行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)主要由太陽(yáng)齒輪，行星齒輪，內(nèi)齒圈，行星架，命名為基本成分后，也被稱(chēng)為zk-h型行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。
本設(shè)計(jì)是基于行星齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的特點(diǎn)，和SolidWorks三維建模和運(yùn)動(dòng)仿真。行星齒輪和各種類(lèi)型的特性的比較，確定方案；其次根據(jù)輸入功率，相應(yīng)的輸出轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比的傳動(dòng)設(shè)計(jì)、總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；三維建模并最終完成了SolidWorks，和模型的裝配，并完成了傳動(dòng)部分的運(yùn)動(dòng)仿真和運(yùn)動(dòng)分析。
關(guān)鍵詞： 行星齒輪減速器、運(yùn)動(dòng)仿真、裝配、三維建模
Abstract
Planetary gear reducer is driving a at least one gear geometric axis rotated around a circular motion of fixed position, the transmission is usually and planetary gear and transfer load, in order to make the power split. Involute planetary gear transmission has the following advantages: large transmission ratio, compact structure, small volume, small mass, high efficiency, low noise, smooth operation, so it is widely used in metallurgy, engineering machinery, lifting, transportation, aviation, machine tools, electrical machinery and defense industry and other departments, as gear reducer, gear or the growth
The transmission principle of NGW type planetary gear transmission mechanism: when the high-speed shaft driven by a motor, to drive the sun gear, and the planet wheel is driven to rotate, the inner gear ring is fixed, and then drives the planetary frame outputting motion, on the planet carrier planet wheel both rotation and revolution, has the same structure. The two level, three level or multilevel transmission. The NGW type planetary gear transmission mechanism mainly consists of a sun gear, planet gear, inner gear ring, a planetary frame, named after the basic components, also known as the ZK-H type planetary gear transmission mechanism.
This design is the design of planetary gear structure based on SolidWorks, and 3D modeling and motion simulation. Comparison of characteristics of planetary gears, and various types of determination scheme; secondly according to the input power, the output speed of the overall design, transmission design, ratio; 3D modeling and finished SolidWorks, assembly and model, and the motion simulation and motion analysis of the transmission part.
Keywords: planetary gear reducer, assembly, motion simulation, 3D modeling
目 錄
摘 要 1
Abstract 2
第1章 緒論 5
1.1 國(guó)內(nèi)外的研究狀況及其發(fā)展方向 5
1.2 SOLIDWORKS行星齒輪的選題分析及設(shè)計(jì)內(nèi)容 6
1.3 主要的工作內(nèi)容 6
第2章 NGW型行星輪減速器方案確定 8
2.1 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖的確定 8
2.2 周轉(zhuǎn)輪系部分的選擇 8
2.3 NGW型行星輪減速器方案確定 8
2.4 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定 11
第3章 NGW型行星減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 13
3.1 基本參數(shù)要求與選擇 13
3.1.1 基本參數(shù)要求 13
3.1.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 13
3.2 方案設(shè)計(jì) 13
3.2.1 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 13
3.2.2 齒形及精度 14
3.2.3 齒輪材料及性能 14
3.3 齒輪的計(jì)算與校核 15
3.3.1 配齒數(shù) 15
3.3.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù) 15
3.3.3 按彎強(qiáng)度曲初算模數(shù)m 18
3.3.4 齒輪疲勞強(qiáng)度校核 19
3.4 軸上部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 25
3.4.1 軸的計(jì)算 25
3.4.2 行星架設(shè)計(jì) 30
3.5 鍵的選擇與校核 34
3.5.1 鍵的選擇 34
3.5.2 鍵的校核 35
3.6 聯(lián)軸器的選擇 36
3.7 箱體尺寸及附件的設(shè)計(jì) 37
第4章 SOLIDWORKS的建模與運(yùn)動(dòng)仿真 42
4.1 建模軟件的介紹 42
4.2 行星齒輪機(jī)構(gòu)的建模 42
4.2.1 對(duì)行星齒輪的建模 42
4.2.2 行星齒輪其他部件的建模 44
4.3 行星齒輪機(jī)構(gòu)的虛擬裝配 46
4.4 裝配體的實(shí)現(xiàn) 57
4.5 減速機(jī)的運(yùn)動(dòng)仿真 59
4.5.1 仿真一般步驟 59
4.5.2 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析的任務(wù)和方法 60
4.5.3 運(yùn)動(dòng)的生成 61
4.5.4 運(yùn)動(dòng)分析 61
總 結(jié) 63
參考文獻(xiàn) 64
致 謝 65
第1章 緒論
1.1 國(guó)內(nèi)外的研究狀況及其發(fā)展方向
國(guó)內(nèi)對(duì)行星齒輪傳動(dòng)比較深入的研究最早開(kāi)始于 20 世紀(jì) 60 年代后期， 20 世紀(jì)70 年代制定了 NGW 型漸開(kāi)線行星齒輪減速器標(biāo)準(zhǔn)系列 JB1799-1976。一些專(zhuān)業(yè)定點(diǎn)廠已成批生產(chǎn)了 NGW 型標(biāo)準(zhǔn)系列產(chǎn)品，使用效果很好。已研制成功高速大功率的多種行星齒輪減速器，如列車(chē)電站燃?xì)廨啓C(jī)（3000KW）、高速氣輪機(jī)（500KW）和萬(wàn)立方米制氧透平壓縮機(jī)（6300KW）的行星齒輪箱。低速大轉(zhuǎn)矩的行星齒輪減速器已成批生產(chǎn)，如礦井提升機(jī)的 XL-30 型行星齒輪減速器（800kW），雙滾筒采煤機(jī)的行星齒輪減速器（375kW）。
世界上一些工業(yè)發(fā)達(dá)的國(guó)家，如： 日本、德國(guó)、英國(guó)、美國(guó)和俄羅斯等，對(duì)行星齒輪傳動(dòng)的應(yīng)用、生產(chǎn)和研究都十分重視，在結(jié)構(gòu)化、傳動(dòng)性能、傳遞功率、轉(zhuǎn)矩和速度等方面均處于領(lǐng)先地位；并出現(xiàn)了一些新型的傳動(dòng)技術(shù)，如封閉行星齒輪傳動(dòng)、行星齒輪變速傳動(dòng)和微型行星齒輪傳動(dòng)等早已在現(xiàn)代的機(jī)械傳動(dòng)設(shè)備中獲得了成功的應(yīng)用。
世界各先進(jìn)工業(yè)國(guó)家，經(jīng)由工業(yè)化、信息時(shí)代化，正在進(jìn)入知識(shí)化時(shí)代，行星齒輪傳動(dòng)在設(shè)計(jì)上日趨完善，制造技術(shù)不斷進(jìn)步，使行星齒輪傳動(dòng)已達(dá)到較高的水平。我國(guó)與世界先進(jìn)水平雖存在明顯的差距，但隨著改革開(kāi)放帶來(lái)設(shè)備引進(jìn)、技術(shù)引進(jìn)，在消化吸收國(guó)外先進(jìn)技術(shù)方面取得很大的進(jìn)步。目前行星齒輪傳動(dòng)正在向以下幾個(gè)方面發(fā)展：
1）向高速大功率及低速大轉(zhuǎn)矩的方向發(fā)展。例如年產(chǎn) 300kt 合成氨透平壓縮機(jī)的行星齒輪增速器，其齒輪圓周速度已達(dá) 150m/s；日本生產(chǎn)了巨型船艦推進(jìn)系統(tǒng)用的行星齒輪箱，功率為 22065kW；大型水泥磨中所用 80/125型行星齒輪箱，輸出轉(zhuǎn)矩高達(dá) 4150kN m。在這類(lèi)產(chǎn)品的設(shè)計(jì)與制造中需要繼續(xù)解決均載、平衡、密封、潤(rùn)滑、零件材料與熱處理及高效率、長(zhǎng)壽命、可靠性等一系列設(shè)計(jì)制造技術(shù)問(wèn)題。
2）向無(wú)級(jí)變速行星齒輪傳動(dòng)發(fā)展。實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速就是讓行星齒輪傳動(dòng)中三個(gè)基本構(gòu)件都傳動(dòng)并傳遞功率，這只要對(duì)原行星機(jī)構(gòu)中固定的構(gòu)件附加一個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)（如采用液壓泵及液壓馬達(dá)系統(tǒng)來(lái)實(shí)現(xiàn)），就能成為變速器。
3）向復(fù)合式行星齒輪傳動(dòng)發(fā)展。近年來(lái)，國(guó)外將蝸桿傳動(dòng)、螺旋齒輪傳動(dòng)、圓錐齒輪傳動(dòng)與行星齒輪傳動(dòng)組合使用，構(gòu)成復(fù)合式行星齒輪箱。其高速級(jí)用前述各種定軸類(lèi)型傳動(dòng)，低速級(jí)用行星齒輪傳動(dòng)，這樣可適用相交軸和交錯(cuò)軸間的傳動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)大傳動(dòng)比和大轉(zhuǎn)矩輸出等不同用途，充分利用各類(lèi)型傳動(dòng)的特點(diǎn)，克服各自的弱點(diǎn)，以適應(yīng)市場(chǎng)上多樣化需要。
4）向少齒差行星齒輪傳動(dòng)方向發(fā)展。這類(lèi)傳動(dòng)主要用于大傳動(dòng)比、小功率傳動(dòng)。
1.2 SOLIDWORKS行星齒輪的選題分析及設(shè)計(jì)內(nèi)容
本設(shè)計(jì)以本設(shè)計(jì)基于Solidworks便于交互及強(qiáng)大的二維、三維繪圖功能。先確定總體思路、設(shè)計(jì)總體布局，然后設(shè)置零部件，最后完成一個(gè)完整的設(shè)計(jì)。利用SOLIDWORKS模塊實(shí)現(xiàn)裝配中零部件的裝配、運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真等功能。
行星齒輪減速器的體積、重量及其承載能力主要取決于傳動(dòng)參數(shù)的選擇，設(shè)計(jì)問(wèn)題一般是在給定傳動(dòng)比和輸入轉(zhuǎn)矩的情況下，確定各輪的齒數(shù)，模數(shù)和齒寬等參數(shù)。其中優(yōu)化設(shè)計(jì)采用Solidworks自帶的模塊，，模擬真實(shí)環(huán)境中的工作狀況進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，對(duì)元件進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析。
減速器作為獨(dú)立的驅(qū)動(dòng)元部件，由于應(yīng)用范圍極廣，其產(chǎn)品必須按系列化進(jìn)行設(shè)計(jì)，以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求。針對(duì)其輸人功率和傳動(dòng)比的不同組合，可獲得相應(yīng)的減速器系列。在以往的人工設(shè)計(jì)過(guò)程中，在圖紙上盡管能實(shí)現(xiàn)同一機(jī)座不同規(guī)格的部分系列表示，但其圖形受到極大限制。采用Solidworks工具來(lái)實(shí)現(xiàn)這一過(guò)程，不僅能完善上述工作，，方便設(shè)計(jì)操作，而且使系列產(chǎn)品的技術(shù)數(shù)據(jù)庫(kù)，圖形庫(kù)的建立、查詢成為可能，使設(shè)計(jì)速度加快。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我利用互聯(lián)網(wǎng)對(duì)本課題的各設(shè)計(jì)步驟與任務(wù)進(jìn)行了詳細(xì)了解。采用計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)的技術(shù)，利用Solidworks參數(shù)化建模動(dòng)態(tài)仿真。
1.3 主要的工作內(nèi)容
1. 設(shè)計(jì)計(jì)算部分：分析行星齒輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)方案；并通過(guò)計(jì)算分析，確定行星輪系齒輪的齒數(shù)、模數(shù)和軸、行星架的各項(xiàng)參數(shù)，校核齒輪的接觸和彎曲強(qiáng)度；完成內(nèi)外嚙合齒輪、軸、行星架的設(shè)計(jì)計(jì)算；在整機(jī)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)背景下，結(jié)合運(yùn)動(dòng)參數(shù)完成建模。
2. 工程仿真分析部分：本論文利用三維軟件Solidworks對(duì)行星輪減速器進(jìn)行三維建模，并完成與整機(jī)的裝配；利用Solidworks減速器機(jī)構(gòu)模型進(jìn)行全局運(yùn)動(dòng)仿真，對(duì)內(nèi)外嚙合齒輪傳動(dòng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析。
第2章 NGW型行星輪減速器方案確定
NGW型行星齒輪減速器的工作過(guò)程和結(jié)構(gòu)
2.1 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖的確定
減速器傳動(dòng)比i=5.4,故屬于1級(jí)NGW型行星傳動(dòng)系統(tǒng)。
查《漸開(kāi)線行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)》書(shū)表4-1確定=2或3。從提高傳動(dòng)裝置承載力，減小尺寸和重量出發(fā)，取=3。
計(jì)算系統(tǒng)自由度 W=3*3-2*3-2=1
2.2 周轉(zhuǎn)輪系部分的選擇
周轉(zhuǎn)輪系的類(lèi)型很多，按其基本構(gòu)件代號(hào)可分為2Z-X、3Z和Z-X-F三大類(lèi)(其中Z—中心輪)。其他各種復(fù)雜的周轉(zhuǎn)輪系，大抵可以看成這三類(lèi)輪系的聯(lián)合貨組合機(jī)構(gòu)。按傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中齒輪的嚙合方式、又可分為許多傳動(dòng)形式，如NGW型、 NW型、 NN型、WW型、ZUWGW型、 NGWN型、 N型等（其中N—內(nèi)嚙合，W—外嚙合，G—公用齒輪，ZU—錐齒輪）。其傳動(dòng)類(lèi)型與傳動(dòng)特點(diǎn)如表1-1。
2.3 NGW型行星輪減速器方案確定
NGW行星輪系由內(nèi)外嚙合和公用行星輪組成。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、軸向尺寸小、工藝性好、效率高；然而傳動(dòng)比較小。但NGW性能多級(jí)串聯(lián)成傳動(dòng)比打的輪系，這樣便克服了淡季傳動(dòng)比較小的缺點(diǎn)。
表1-1行星齒輪傳動(dòng)的類(lèi)型與傳動(dòng)特點(diǎn)
傳 動(dòng) 類(lèi) 型
機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
傳 動(dòng) 特 性
應(yīng)用特點(diǎn)
類(lèi)
組
性
傳動(dòng)比范圍
傳動(dòng)比推薦值
傳遞功率KW
2Z-X
負(fù)
號(hào)
機(jī)
構(gòu)
NGW
1.13 ~13.7
= 2.7~ 9
不限
廣泛地用于動(dòng)力及輔助傳動(dòng)中，工作制度不限，可作為減速、增速和差速裝置
軸向尺寸小，便于串聯(lián)多級(jí)傳動(dòng)，工藝性好
NW
1~50
= 5~25
不限
>7時(shí)，徑向尺寸比NGW型小，可推薦采用
工作制度不限
NN
1700
一個(gè)行星輪時(shí)=30~100三個(gè)行星輪時(shí)<30
40
可用于短時(shí)、間斷性工作制動(dòng)力傳動(dòng)
轉(zhuǎn)臂X為從動(dòng)時(shí)，當(dāng)， 大于某值后，機(jī)構(gòu)自鎖
3Z
負(fù)
號(hào)
機(jī)
構(gòu)
NGWN
500
=20~100
100
結(jié)構(gòu)很緊湊，適用于中小、功率的短時(shí)工作制傳動(dòng)
工藝性差
當(dāng)a輪從動(dòng)時(shí)，達(dá)到某值后機(jī)構(gòu)會(huì)自鎖，即0
2.4 行星輪系中各輪齒數(shù)的確定
在行星輪系中，各齒輪齒數(shù)的選配需滿足下述四個(gè)條件?，F(xiàn)以圖2-4所示的行星輪系為例，說(shuō)明如下：
圖2-4 行星輪系參考圖
圖中，太陽(yáng)輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內(nèi)齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。
（1）保證實(shí)現(xiàn)給定的傳動(dòng)比
根據(jù)上面的行星輪系圖示，通過(guò)機(jī)械原理知識(shí)可以知道，因，故
（2）保證滿足同心條件
要行星輪系能正?；剞D(zhuǎn)，其三個(gè)基本構(gòu)件的回轉(zhuǎn)軸線必須在同一直線上。因此，對(duì)于圖示的行星輪系來(lái)說(shuō)，必須滿足下式
當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)漸開(kāi)線直齒齒輪傳動(dòng)或等變位齒輪傳動(dòng)時(shí)，上式變?yōu)?
或
（3）保證安裝均布條件
為使各個(gè)行星輪都能夠正確均布地安裝在太陽(yáng)輪和內(nèi)齒之間，行星輪的數(shù)目與各輪之間齒數(shù)必須滿足一定的關(guān)系，否則將會(huì)因行星輪與太陽(yáng)輪輪齒的干涉不能正確裝配（圖2-4所示）。下面就對(duì)為了使行星輪能均布且正確裝配，行星輪個(gè)數(shù)k與各輪齒數(shù)之間應(yīng)滿足的關(guān)系進(jìn)行分析。
（4）保證滿足鄰接條件
對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)：
式中，m為模數(shù)，為齒頂高系數(shù)。
以上式子說(shuō)明的是在選擇各齒輪的齒數(shù)與行星輪個(gè)數(shù)時(shí)，所必需滿足的條件。
第3章 NGW型行星減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
3.1 基本參數(shù)要求與選擇
3.1.1 基本參數(shù)要求
電動(dòng)機(jī)功率：3KW 總傳動(dòng)比：5.4
工作時(shí)間：15年（每年按300天計(jì)算，每天工作為12小時(shí)）
3.1.2 電動(dòng)機(jī)的選擇
根據(jù)工作功率與要求選擇電動(dòng)機(jī)為：YB2S-6
各項(xiàng)參數(shù)為：額定功率：P=3KW 轉(zhuǎn)速： n=960r/min
工作效率：=83%
3.2 方案設(shè)計(jì)
3.2.1 機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
圖2-4機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖設(shè)計(jì)
圖中，太陽(yáng)輪1，齒數(shù)為，分度圓半徑為；行星輪2，齒數(shù)為，分度圓半徑為；內(nèi)齒圈3，齒輪為，分度圓半徑為。
遵循以上原則, 通過(guò)配齒計(jì)算, 確定該兩級(jí)NGW行星齒輪減速機(jī)的主要參數(shù)見(jiàn)表1。各級(jí)齒輪采用相同的材料及熱處理工藝, 精度6級(jí)。
表1 主要設(shè)計(jì)參數(shù)表
齒數(shù)
傳動(dòng)比
第一級(jí)
太陽(yáng)輪
20
5.4
行星輪
34
內(nèi)齒輪
88
減速器的傳動(dòng)比為5.4， NGW行星輪部分
3.2.2 齒形及精度
因?qū)儆诘退龠\(yùn)動(dòng)，采用壓力角=20 的直齒輪傳動(dòng)，精度等級(jí)為6級(jí)。
3.2.3 齒輪材料及性能
高速機(jī)太陽(yáng)輪和行星輪采用硬齒面，以提高承載能力，減低尺寸，內(nèi)齒輪用軟齒面（便于切齒，并使道具不致迅速磨損變鈍）。高速級(jí)部分采用軟齒面。兩級(jí)材料分別如表3-1。
疲勞極限бHlim 和бFlim 查書(shū)【1】圖10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）選取，行星輪的бFlim 是乘以0.7后的數(shù)值。
表3-1 齒輪材料及性能
齒輪
材料
熱處理
бHlim
(N/mm)
бFlim
(N/mm)
加工精度
太陽(yáng)輪
20CrMnTi
滲碳淬火
HRC58~62
1400
375
6級(jí)
行星輪
267.5
內(nèi)齒輪
40Cr
調(diào)質(zhì)
HB262~286
650
275
7級(jí)
3.3 齒輪的計(jì)算與校核
3.3.1 配齒數(shù)
表1 主要設(shè)計(jì)參數(shù)表
齒數(shù)
傳動(dòng)比
第一級(jí)
太陽(yáng)輪
20
5.4
行星輪
34
內(nèi)齒輪
88
3.3.2 初步計(jì)算齒輪主要參數(shù)
（1）選擇齒輪材料、熱處理方法及精度等級(jí)
① 齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度
因?yàn)檩d荷中有輕微振動(dòng)，傳動(dòng)速度不高，傳動(dòng)尺寸無(wú)特殊要求，屬于一般的齒輪傳動(dòng)，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機(jī)械基礎(chǔ)》P322表14－10，小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號(hào)鋼，正火處理，硬度為190HBS。
② 精度等級(jí)初選
減速器為一般齒輪傳動(dòng)，圓周速度不會(huì)太大，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P145表5－7，初選8級(jí)精度。
（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪
由于本設(shè)計(jì)中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動(dòng)，齒輪承載能力主要由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度決定，其設(shè)計(jì)公式為：
① 確定載荷系數(shù)K
因?yàn)樵擙X輪傳動(dòng)是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對(duì)軸承是對(duì)稱(chēng)布置，根據(jù)電動(dòng)機(jī)和載荷的性質(zhì)查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。
接觸疲勞許用應(yīng)力
?。┙佑|疲勞極限應(yīng)力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P150圖5－30中的MQ取值線，根據(jù)兩齒輪的齒面硬度，查得45鋼的調(diào)質(zhì)處理后的極限應(yīng)力為
=600MPa , =560MPa
ⅱ）接觸疲勞壽命系數(shù)ZN
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)公式為 N=60 n jth
工作壽命每年按300天，每天工作2×8小時(shí)，故
th=(300×10×2×8)=48000h
N1=60×466.798×1×48000=1.344×109
查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P151圖5－31，且允許齒輪表面有一定的點(diǎn)蝕
ZN1=1.02 ZN2=1.15
ⅲ) 接觸疲勞強(qiáng)度的最小安全系數(shù)SHmin
查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P151表5－10，得SHmin＝1
ⅳ）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。
將以上各數(shù)值代入許用接觸應(yīng)力計(jì)算公式得
ⅶ）齒寬系數(shù)
由于本設(shè)計(jì)的齒輪傳動(dòng)中的齒輪為對(duì)稱(chēng)布置，且為軟齒面?zhèn)鲃?dòng)，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P326表14－12，得到齒寬系數(shù)的范圍為0.8～1.1。取。
ⅵ）計(jì)算小齒輪直徑d1
由于，故應(yīng)將代入齒面接觸疲勞設(shè)計(jì)公式，得
④ 圓周速度v
查《機(jī)械設(shè)計(jì)學(xué)基礎(chǔ)》P145表5－7，v1<2m/s，該齒輪傳動(dòng)選用9級(jí)精度。
（1）用【5】式（6-6）進(jìn)行計(jì)算式中系數(shù)， 、、K、如表3-2
u=29/19, 電動(dòng)機(jī)效率，電機(jī)與輸入軸間彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器之間的效率為。
則輸入功率：=
則太陽(yáng)輪的傳遞扭矩為
T== (3-5)
直齒輪算式系數(shù)，則太陽(yáng)輪分度圓直徑
（3-6）
表3-2接觸強(qiáng)P度有關(guān)系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
說(shuō)明
取值
K
使用系數(shù)
查書(shū)【5】表6-5，輕微沖擊
1.25
行星輪間載荷分配
不均系數(shù)
查書(shū)【5】表7-2行星架浮動(dòng)，
6級(jí)精度
1.20
K
綜合系數(shù)
n=3,高精度，硬齒面
1.80
齒寬系數(shù)
查書(shū)【5】表6-6
0.7
3.3.3 按彎強(qiáng)度曲初算模數(shù)m
因?yàn)槿『椭械妮^小值
= （3-7）
則=293.25N/mm
則齒數(shù)模數(shù)的出算公式為：
查書(shū)【2】10-1取模數(shù)m=2.5mm.
① 其他幾何尺寸的計(jì)算（，）
其他幾何尺寸的計(jì)算（，）
齒頂高 由于正常齒輪，
所以
齒根高 由于正常齒
所以
全齒高
1. 幾何尺寸計(jì)算： 將分度圓、齒頂圓、齒根圓、齒寬列于表3-3
表3-3 高速級(jí)齒輪基本幾何尺寸 單位：mm
齒輪
齒數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬
太陽(yáng)輪
20
50
55
43.75
34
行星輪
34
85
90
78.75
34
內(nèi)齒輪
88
220
225
213.75
34
表3-4 接觸強(qiáng)度有關(guān)系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
說(shuō)明
取值
算式系數(shù)
直齒輪
12.1
行星輪間載荷
分配系數(shù)
1.3
綜合系數(shù)
查【5】表6-4高精度
1.6
齒形系數(shù)
查書(shū)【5】6-25
2.84
2.54
3.3.4 齒輪疲勞強(qiáng)度校核
（1）外嚙合
查書(shū)【5】式6-19、6-20, 計(jì)算接觸應(yīng)力,用式6-21計(jì)算其需用應(yīng)力,式中的參數(shù)和數(shù)值如表3-4
表3-4外嚙合接觸強(qiáng)度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
說(shuō)明
取值
使用系數(shù)
按中等沖擊查【5】表6-5
1.25
動(dòng)載系數(shù)
6級(jí)精度，查【5】圖6-5b
1.01
齒向載荷
分布系數(shù)
查書(shū)【4】圖6-7（a）（b）（c）得=0.31
1.065
齒間載荷
分布系數(shù)
查【4】表6-9，六級(jí)精度
1
行星輪間載
荷分布系數(shù)
行星架浮動(dòng)，查【5】表7-2
1.20
節(jié)點(diǎn)
區(qū)域系數(shù)
2.5
彈性系數(shù)
查【5】表6-17
189.8
重合度系數(shù)
查【4】6-10得，
0.90
螺旋角系數(shù)
直齒，=0
1
分度圓上
切向力
685.7N
b
工作齒寬
17
u
齒數(shù)比
1.526
壽命系數(shù)
按工作15年，每年工作300天，每天12小時(shí)計(jì)算 ，按
【5】圖6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-10
1
潤(rùn)滑油系數(shù)
查【4】圖6-17
1.03
速度系數(shù)
查【5】圖6-20，
0.95
粗超度最小
安全系數(shù)
查【5】圖6-21
1.01
工作硬化系數(shù)
內(nèi)齒輪均為硬齒面，查【5】圖6-22
1
尺寸系數(shù)
查【4】表6-15
1
最小安全系數(shù)
按高可靠度，查【5】表6-22
1.25
接觸應(yīng)力基本值
（3-10）
接觸應(yīng)力
（3-11）
許用接觸應(yīng)力:
/ = （3-12）
故,接觸強(qiáng)度通過(guò)
（2） 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞應(yīng)力及許用應(yīng)力 用書(shū)【5】6-34,、6-35、6-35、6-36計(jì)算并分別對(duì)太陽(yáng)輪和行星輪進(jìn)行校核。各項(xiàng)參數(shù)如表3-5
表3-5 外嚙合齒根彎曲強(qiáng)度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
代號(hào)
名稱(chēng)
說(shuō)明
取值
齒向載荷分布系數(shù)
1.054
齒間載荷分布系數(shù)
1
行星輪載荷分布系數(shù)
按【5】式7-43
1.3
太陽(yáng)輪齒形分配敘述
x=0,z=19,查【5】6-25
2.84
行星輪齒形分布系數(shù)
x=0,,查【5】圖6-25
2.54
太陽(yáng)輪應(yīng)力修正系數(shù)
查【5】圖6-27
1.57
太陽(yáng)輪應(yīng)力修正系數(shù)
查【5】圖6-27
1.72
重合度系數(shù)
查【5】式6-40，
0.72
彎曲壽命能夠系數(shù)
N>3
1
試驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
按所給區(qū)域圖取
2
太陽(yáng)輪齒根圓角敏感系數(shù)
查【5】圖6-35
0.96
行星齒輪齒根圓角敏感系數(shù)
查【5】圖6-35
0.97
齒根表面形狀系數(shù)
，查【5】圖6-35
1.045
最小安全系數(shù)
按高可靠度，查【5】表6-8
1.6
①太陽(yáng)輪： 彎曲應(yīng)力基本值：
=
（3-13）
彎曲應(yīng)力：
=.....Y=
（3-14）
故<, 彎曲強(qiáng)度通過(guò)
② 行星輪
=../bm=103.79N/mm
=./ =
=.....
=
故<,彎曲強(qiáng)度通過(guò)
（2）內(nèi)嚙合
① 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度
、仍用【5】式（6-19）、（6-20）、（6-21）計(jì)算，其中與外嚙合取值，不同的參數(shù)為u=77/29=2.655 , =0.87, =1.03,=0.97, =1.11
=....Z （3-15）
（3-16）
=mm
（3-17）
故 <
②齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
只需計(jì)算內(nèi)齒輪，計(jì)算公式仍為書(shū)【5】（6-34）、（6-35）和式6-36，其中取值與外嚙合不同的系數(shù)：，，=0.683 = 1.02 =1.045
=
（3-18）
=.....
= (3-19)
=./ = (3-20)
故<,彎曲強(qiáng)度通過(guò)
3.4 軸上部件的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
3.4.1 軸的計(jì)算
3.4.1.1輸出軸
1.輸出軸上的功率
(為齒輪嚙合效率)
2..求齒輪上的力
2.初步確定軸的最小直徑
先按書(shū)【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理
根據(jù)表【1】式（15-3），取,于是得
軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑dⅠ-Ⅱ,為了所選軸直徑孔徑相適，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)，聯(lián)軸器查 【1】表14-1，取，則
（3-47）
按計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩條件，查【6】表11-17，ZL3彈性柱銷(xiāo)齒式聯(lián)軸器dⅠ=38，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82,半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長(zhǎng)度L1=60。
3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
(1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求Ⅰ-Ⅱ軸端有段需制造出軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長(zhǎng)度應(yīng)該L1略短一些，現(xiàn)取LⅠ-Ⅱ=58mm。
2）初選滾動(dòng)軸承。應(yīng)為軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm.
端右滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行的軸向定位。有手冊(cè)上查的6010軸間高度，h=3,因此選取dⅥ-Ⅶ=56。
1） 取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=54,齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm ,為了使套筒斷面可靠的緊壓齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm ,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm,則軸環(huán)處的直徑dⅤ-Ⅵ=64mm 。軸環(huán)寬度取10mm。
2） 軸承端蓋的總寬度為21mm (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。
3） 取齒輪距箱體的內(nèi)壁之間的距離a=10.5,.
(2)軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平減連接。由書(shū)【1】表6-1查的平鍵截面,鍵槽用槽銑刀加工，長(zhǎng)度為50mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同時(shí)半聯(lián)軸器的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器的配合為。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)度配合來(lái)保證的，此處的直徑尺寸公差為m6。
4.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。軸承的支點(diǎn)位置為滾動(dòng)軸承的中點(diǎn)位置。，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支撐跨距為L(zhǎng)1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面為 H面，垂直面為 V面。
圖3-3 軸的載荷分析圖
3
, （3-47）
, （3-48）
代入數(shù)值可得：
則截面C處的
,代入數(shù)值可得，
N （3-49）
總彎矩： （3-50）
（3-51）
5.按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)書(shū)【1】式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力
(3-52)
前已選定軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理，由【1】表15-1查得，，故
<
3.4.1.2輸入軸
1．輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速、和轉(zhuǎn)矩
=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m
2．求作用在齒輪上的力
3. 初步確定軸的最小直徑
先按書(shū)【1】式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理
根據(jù)表【1】式（15-3），取,于是得
(3-53)
4．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
按照輸入軸的設(shè)計(jì)方法各段軸的大小、長(zhǎng)度如圖3-4所示
選滾動(dòng)軸承型號(hào)為 ：6005 (單位為mm)
聯(lián)軸器處鍵槽：
3.4.1.3滾動(dòng)軸承的壽命校核
1．求軸向力與徑向力的比值
根據(jù)【1】表13-5
,滿足壽命要求。
3.4.2 行星架設(shè)計(jì)
因?yàn)閱伪凼叫行羌芙Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，可容納較多的行星輪，所以選擇單臂式行星架。軸與孔之見(jiàn)采用過(guò)盈配合（），用溫差裝配，配合長(zhǎng)度為1.5d-2.5d范圍內(nèi)取，取配合長(zhǎng)度為20mm。取左端與齒輪軸配合長(zhǎng)度為20mm,孔與軸之間采用間隙配合。基本幾何參數(shù)如圖3-7所示
（三）、滾動(dòng)軸承選擇
2、高速軸軸承的校核
①根據(jù)軸承型號(hào)30307查設(shè)計(jì)手冊(cè)取軸承基本額定動(dòng)載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為：
② 求兩軸承受到的徑向載荷
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。有力分析可知：
③求兩軸承的計(jì)算軸向力
對(duì)于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得為1.9，因此可以估算：
則軸有向右竄動(dòng)的趨勢(shì)，軸承1被壓緊，軸承2被放松
④求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查設(shè)計(jì)手冊(cè)知e=0.31
查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
軸承1
軸承2
因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則
⑤ 驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算
選擇軸承滿足壽命要求.
1、低速軸軸承的校核
①根據(jù)軸承型號(hào)30306查設(shè)計(jì)手冊(cè)取軸承基本額定動(dòng)載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為：
② 求兩軸承受到的徑向載荷
將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系。有力分析可知：
③求兩軸承的計(jì)算軸向力
對(duì)于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設(shè)計(jì)手冊(cè)查得為1.9，因此可以估算：
則軸有向左竄動(dòng)的趨勢(shì)，軸承1被壓緊，軸承2被放松
④求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷
查設(shè)計(jì)手冊(cè)知e=0.31
查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)
軸承1
軸承2
因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有輕微沖擊,查課本表13-6得 則
⑤ 驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)?所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算
選擇軸承滿足壽命要求.
3.5 鍵的選擇與校核
3.5.1 鍵的選擇
在本設(shè)計(jì)中，所選擇的鍵的類(lèi)型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：
軸
鍵
鍵
槽
半徑
r
公
稱(chēng)
直
徑
d
公稱(chēng)
尺寸
bh
寬度b
深度
公稱(chēng)
尺寸
b
極限偏差
軸t
轂
一般鍵聯(lián)結(jié)
軸N9
轂9
公稱(chēng)
尺寸
極限
偏差
公稱(chēng)尺寸
極限偏差
最小
最大
28
87
8
0
-0.036
0.018
4.0
+0.2
0
3.3
+0.2
0
0.25
0.40
3.5.2 鍵的校核
3.6.2.1 鍵的剪切強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力的過(guò)程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：
圖5-6 鍵剪切受力圖
鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應(yīng)力為[τ]=30 ，由前面計(jì)算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強(qiáng)度條件：
（其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1）
=10 M30 （結(jié)構(gòu)合理）
3.6.2.2鍵的擠壓強(qiáng)度校核
鍵在傳遞動(dòng)力過(guò)程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應(yīng)力=100 ）
圖5-7 鍵擠壓受力圖
由
（5-2）
=2000 N
又有
（5-3）
8 結(jié)構(gòu)合理
3.6 聯(lián)軸器的選擇
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊(cè)，選用HL1型彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm
（6）潤(rùn)滑與密封
① 齒輪的潤(rùn)滑
采用浸油潤(rùn)滑，浸油深度為一個(gè)齒高，但不小于10mm。
② 滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑
由于軸承周向速度為1m/s <2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來(lái)潤(rùn)滑。
③ 潤(rùn)滑油的選擇
齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤(rùn)滑油，軸承選用鈣基潤(rùn)滑脂。
④ 密封方法的選取
箱內(nèi)密封采用擋油盤(pán)。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對(duì)于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。
3.7 箱體尺寸及附件的設(shè)計(jì)
采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下：
中心距a=154.5mm，取整160mm
總長(zhǎng)度L：
總寬度B：
總高度H：
箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm
箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm
箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm
箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm
箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm
扳手空間： C1＝18mm，C2＝16mm
軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承：
低速軸上的軸承：
軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承：
低速軸上的軸承：
軸承旁凸臺(tái)半徑R1：
箱體外壁至軸承座端面距離：
地腳螺釘直徑：
地腳螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm，所以n=4
軸承旁螺栓直徑：
凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,?。?0mm
凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L＝100mm
軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n＝4
低速軸上的軸承： d3=8，n＝4
檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm
檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因?yàn)閍=160mm<250mm,所以n=4
啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個(gè)）
定位銷(xiāo)直徑d6（數(shù)量）： （2個(gè)）
齒輪圓至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm
小齒輪端面至箱體內(nèi)壁距離： ，取 ＝10mm
軸承端面至箱體內(nèi)壁距離：當(dāng)軸承脂潤(rùn)滑時(shí)，＝10～15 ，取 ＝10
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離：>30～50 ，取 ＝40mm
箱體內(nèi)壁至箱底距離： ＝20mm
減速器中心高H： ，取H＝185mm。
箱蓋外壁圓弧直徑R：
箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1：
箱體內(nèi)壁軸向距離L2：
兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3：
2、附件的設(shè)計(jì)
（1）檢查孔和蓋板
查《機(jī)械基礎(chǔ)》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：
A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm
A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm
d4為M6，數(shù)目n＝4
R＝10
h＝3
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
L
115
90
95
70
75
50
3
10
4
M6
15
（2）通氣器
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的通氣螺塞，由《機(jī)械基礎(chǔ)》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
D1
M22 1.5
32
25.4
22
29
15
4
7
（3）油面指示器
由《機(jī)械基礎(chǔ)》P482附錄31，取油標(biāo)的尺寸為：
視孔
A形密封圈規(guī)格
（4）放油螺塞
螺塞的材料使用Q235，用帶有細(xì)牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來(lái)保持密封。由《機(jī)械基礎(chǔ)》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：
d
D0
L
l
a
D
S
d1
M24 2
34
31
16
4
25.4
22
26
（5）定位銷(xiāo)
定位銷(xiāo)直徑 ，兩個(gè)，分別裝在箱體的長(zhǎng)對(duì)角線上。
＝12+12＝24，取L＝25mm。
（6）起蓋螺釘
起蓋螺釘10mm，兩個(gè)，長(zhǎng)度L>箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。
（7）起吊裝置
箱蓋上方安裝兩個(gè)吊環(huán)螺釘，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P468附錄13，
取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）：
d（D）
d1(max)
D1（公稱(chēng)）
d2(max)
h1(max)
h
d4
M8
9.1
20
21.1
7
18
36
r1
r(min)
l(公稱(chēng))
a(max)
b（max）
D2（公稱(chēng)min）
h2(公稱(chēng)min)
4
1
16
2.5
10
13
2.5
箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查《機(jī)械基礎(chǔ)》P444表20－7得，
B=C1+C2=18+16=34mm
H=0.8B=34*0.8=27.2mm
h=0.5H=13.6mm
r2 =0.25B=6.8mm
b=2 =2*8=16mm
第4章 SOLIDWORKS的建模與運(yùn)動(dòng)仿真
4.1 建模軟件的介紹
目前中國(guó)市場(chǎng)的常見(jiàn)的三維CAD產(chǎn)品主要包括CATIA、PRO/E、UG NX、Solidworks、Inventor、Solid Edge、CAXA、Solid3000等產(chǎn)品。每個(gè)產(chǎn)品都有著自己的發(fā)展歷史和特點(diǎn)，在設(shè)計(jì)功能、模塊設(shè)置、操作方法、以及外圍產(chǎn)品等方面各有千秋。其中Solidworks、PRO/E、UG NX已經(jīng)成為目前市場(chǎng)上的主流三維CAD產(chǎn)品。
由于SolidWorks操作簡(jiǎn)單、方便，在同類(lèi)產(chǎn)品中性價(jià)比更優(yōu)。與其它各種三維軟件兼容性好且具有高端三維機(jī)械設(shè)計(jì)軟件類(lèi)似的功能，而且功能強(qiáng)大技術(shù)創(chuàng)新和易學(xué)易用是SolidWorks的三大主要特點(diǎn)，使得SolidWorks成為全球裝機(jī)量最大、最好用的軟件。資料顯示，目前全球發(fā)放的SolidWorks軟件使用許可約28萬(wàn)，涉及航空航天、機(jī)車(chē)、食品、機(jī)械、國(guó)防、交通、模具、電子通訊、醫(yī)療器械、娛樂(lè)工業(yè)、日用品/消費(fèi)品、離散制造等分布于全球100多個(gè)國(guó)家的約3萬(wàn)1千家企業(yè)。
本論文利用SolidWorks軟件強(qiáng)大的建模功能，以某閥門(mén)主減速器內(nèi)兩級(jí)行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)為例，構(gòu)建了行星齒輪機(jī)構(gòu)模型，結(jié)合SolidWorks內(nèi)嵌的Motion軟件完成了其運(yùn)動(dòng)仿真。
本論文先利用SolidWorks對(duì)行星輪系的各個(gè)零部件進(jìn)行建模，然后對(duì)各個(gè)零部件進(jìn)行裝配，然后通過(guò)motion對(duì)其進(jìn)行模擬仿真。對(duì)其各項(xiàng)數(shù)據(jù)進(jìn)行研究分析。
另外在齒輪建模的過(guò)程中，需要利用到CAXA這款軟件，通過(guò)CAXA軟件建立漸開(kāi)線齒廓，能夠更為準(zhǔn)確的建立齒輪模型，能夠防止在行星齒輪機(jī)構(gòu)的裝配中出現(xiàn)干涉的情況。
4.2 行星齒輪機(jī)構(gòu)的建模
4.2.1 對(duì)行星齒輪的建模
在SolidWorks中對(duì)漸開(kāi)線齒輪進(jìn)行建模時(shí)，時(shí)常會(huì)發(fā)生誤差，從而對(duì)齒輪的后續(xù)裝配產(chǎn)生影響，雖然目前有許多種齒輪的建模方法，基于方便的原則，本文采用了在CAXA中進(jìn)行齒輪建模，然后轉(zhuǎn)入到SolidWorks中，這樣能夠很好的保證齒輪的輪廓為漸開(kāi)線齒輪。
點(diǎn)擊保存，保存為.dwg格式，保存名稱(chēng)為輸入齒輪軸。
創(chuàng)建 3個(gè)行星輪和內(nèi)齒圈的三維實(shí)體模型。
圖1漸開(kāi)線生成圖
由于漸開(kāi)線行星齒輪減速器靠齒輪的嚙合來(lái)傳遞運(yùn)動(dòng)與動(dòng)力,齒輪的參數(shù)化建模最為關(guān)鍵。齒輪齒廓由漸開(kāi)線、過(guò)渡曲線、齒根圓、齒頂圓幾部分組成,并不是連續(xù)的曲線,所以在繪制過(guò)程中也需要這幾種曲線的組合。漸開(kāi)線齒輪這幾部分的幾何尺寸都是由齒輪的模數(shù)m、齒數(shù)z、變位系數(shù)x決定的,是獨(dú)立變量,因此應(yīng)將m,z,x作為驅(qū)動(dòng)尺寸。則漸開(kāi)線齒輪零件形體尺寸即相關(guān)變量可用如下參數(shù)化模型表達(dá)。
分度圓半徑（1）
齒根圓半徑（2）
齒頂圓半徑（3）
齒根過(guò)渡圓角半徑（4）
式中,m為模數(shù);z為齒數(shù);α為標(biāo)準(zhǔn)齒形角;為齒頂高系數(shù),正常齒取1.0,短齒取0.8;為頂隙系數(shù),正常齒取0.25,短齒取0.3;x為變位系數(shù);為齒頂高變動(dòng)系數(shù);分度圓上的展角tan
通過(guò)起點(diǎn)為y軸上的象限點(diǎn)繪制漸開(kāi)線,這時(shí)y軸與齒輪漸開(kāi)線的鏡像中心夾角為為 1/ 2 齒厚的夾角。將坐標(biāo)旋轉(zhuǎn)tanα-α+ ,然后以 y 軸為鏡像中心(圖1) ,進(jìn)行鏡像,這樣輪齒的兩條漸開(kāi)線繪畢。將漸開(kāi)線按其與齒頂圓、齒根圓的交點(diǎn)進(jìn)行修剪并在齒頂圓與齒根圓上畫(huà)出它們與漸開(kāi)線的交點(diǎn)之間的兩段圓弧,使其組成封閉曲線,再拉伸至相應(yīng)寬度,這樣,一個(gè)輪齒就繪制好了。圓形陣列上述特征,齒輪的三維參數(shù)化造型就完成了。依照上述過(guò)程,可以編制出齒輪繪制程序。畫(huà)出的齒輪造型如圖2。
圖2齒輪造型圖
（5）選擇插入—凸臺(tái)/基體—旋轉(zhuǎn)凸臺(tái)/基體，彈出對(duì)話框，對(duì)草圖進(jìn)行旋轉(zhuǎn)拉伸。
4.2.2 行星齒輪其他部件的建模
行星齒輪的建模與輸入齒輪軸的齒輪方法相同，通過(guò)CAXA軟件生成漸開(kāi)線齒廓，然后轉(zhuǎn)入到SolidWorks中，建立行星齒輪模型?；痉椒ㄅc輸入齒輪軸相同。
對(duì)于其他各個(gè)部件的建模與輸入齒輪軸的建模類(lèi)似，通過(guò)旋轉(zhuǎn)、拉伸、掃描獲得。行星齒輪和箱體中的內(nèi)齒輪輪廓依然用CAXA軟件生成，然后將其轉(zhuǎn)到SolidWorks中，進(jìn)行建模，其他的尺寸要求進(jìn)行模擬
根據(jù)具體要求進(jìn)行建模。在此就不進(jìn)行詳細(xì)的概述。
其他零件圖一次方法一一設(shè)計(jì)，其中包括行星輪、太陽(yáng)輪、系桿的零件建模見(jiàn)圖3
行星輪 太陽(yáng)輪
圖3 各零件實(shí)體模型
4.3 行星齒輪機(jī)構(gòu)的虛擬裝配
行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的裝配對(duì)于圖 5所示的 2K - H行星齒輪傳動(dòng),裝配要滿足以下約束:太陽(yáng)輪1和內(nèi)齒圈3的軸線和行星架 H的軸線重合;行星輪沿圓周均勻分布并保證與太陽(yáng)輪1和內(nèi)齒圈3正確嚙合而不發(fā)生錯(cuò)位現(xiàn)象;各輪齒數(shù)的選擇必須確保實(shí)現(xiàn)所給定的傳動(dòng)比。
裝配前太陽(yáng)輪和內(nèi)齒圈相對(duì)位置的初始化當(dāng)行星齒輪為偶數(shù)時(shí),太陽(yáng)輪和內(nèi)齒圈齒溝中線應(yīng)調(diào)整到圖5所示位置Ⅰ;當(dāng)行星齒輪為奇數(shù)時(shí),太陽(yáng)輪齒溝和內(nèi)齒圈齒厚中線應(yīng)調(diào)整到圖5所示位置Ⅰ。
圖 5 行星齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)位置
（1）固定外齒圈，分別將太陽(yáng)輪，內(nèi)齒圈與外齒圈設(shè)為同心配合。
（2）調(diào)整太陽(yáng)輪，當(dāng)行星輪數(shù)目為奇數(shù)時(shí)，太陽(yáng)輪和內(nèi)齒圈的齒槽中線應(yīng)處于共線位置；當(dāng)行星輪數(shù)為偶數(shù)時(shí)，太陽(yáng)輪齒槽中線和內(nèi)齒圈的齒厚中線應(yīng)處于共線位置。
（3）導(dǎo)入行星輪，每一行星輪應(yīng)與行星架上對(duì)應(yīng)行星軸同心配合。當(dāng)行星輪齒數(shù)為奇數(shù)時(shí)，行星輪的齒厚中線和內(nèi)齒圈的齒槽中線應(yīng)處于共線位置，太陽(yáng)輪齒厚中線和行星輪的齒厚中線共線。而當(dāng)行星輪齒數(shù)為偶數(shù)時(shí)，行星輪的齒對(duì)稱(chēng)線與太陽(yáng)輪和內(nèi)齒圈的齒槽中線應(yīng)共線。第 1個(gè)行星齒輪在太陽(yáng)輪和內(nèi)齒圈經(jīng)初始化調(diào)整后。 即可在圖 3所示位置 Ⅰ裝入第1個(gè)行星齒輪。第2個(gè)行星齒輪如圖 3所示 , 將第 1個(gè)行星齒輪轉(zhuǎn)至位置 Ⅱ,在位置 Ⅰ可裝入第 2個(gè)行星齒輪 , 輪系各輪轉(zhuǎn)角為
太陽(yáng)輪轉(zhuǎn)角: （4-1）
內(nèi)齒圈轉(zhuǎn)角: （4-2）
第 1個(gè)行星齒輪自轉(zhuǎn)角： （4-3）
式中