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北京工業(yè)大學耿丹學院 畢 業(yè) 設 計 論 文 基于 Solidwork 的行星齒輪的三維建模與運動仿真 所 在 學 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指 導 老 師 年 月 日 摘 要 行星齒輪減速器是一種至少有一個齒輪的幾何軸線繞著固定位置轉動圓周運動的 傳動 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 漸開線行星齒 輪傳動具有以下優(yōu)點 傳動比大 結構緊湊 體積小 質(zhì)量小 效率高 噪音低 運 轉平穩(wěn) 因此被廣泛應用于冶金 工程機械 起重 運輸 航空 機床 電氣機械及 國防工業(yè)等部門 作為減速 變速或增速的齒輪傳動裝置 NGW 型行星齒輪傳動機構的傳動原理 當高速軸由電機驅動 帶動太陽輪 然后帶動行 星輪轉動 內(nèi)齒圈固定 然后帶動行星架輸出運動的 在行星架上的行星輪既自轉和 公轉 具有相同的結構 二級 三級或多級傳輸 NGW 型行星齒輪傳動機構主要由太陽 齒輪 行星齒輪 內(nèi)齒圈 行星架 命名為基本成分后 也被稱為 zk h 型行星齒輪傳 動機構 本設計是基于行星齒輪結構設計的特點 和 SolidWorks 三維建模和運動仿真 行星齒 輪和各種類型的特性的比較 確定方案 其次根據(jù)輸入功率 相應的輸出轉速 傳動 比的傳動設計 總體結構設計 三維建模并最終完成了 SolidWorks 和模型的裝配 并完成了傳動部分的運動仿真和運動分析 關鍵詞 行星齒輪減速器 運動仿真 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計內(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 機構簡圖的確定 8 2 2 周轉輪系部分的選擇 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 型行星減速器結構設計 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 電動機的選擇 13 3 2 方案設計 13 3 2 1 機構簡圖 13 3 2 2 齒形及精度 14 3 2 3 齒輪材料及性能 14 3 3 齒輪的計算與校核 15 3 3 1 配齒數(shù) 15 3 3 2 初步計算齒輪主要參數(shù) 15 3 3 3 按彎強度曲初算模數(shù) m 18 3 3 4 齒輪疲勞強度校核 19 3 4 軸上部件的設計計算與校核 25 3 4 1 軸的計算 25 3 4 2 行星架設計 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計 37 第 4 章 SOLIDWORKS 的建模與運動仿真 42 4 1 建模軟件的介紹 42 4 2 行星齒輪機構的建模 42 4 2 1 對行星齒輪的建模 42 4 2 2 行星齒輪其他部件的建模 44 4 3 行星齒輪機構的虛擬裝配 46 4 4 裝配體的實現(xiàn) 57 4 5 減速機的運動仿真 59 4 5 1 仿真一般步驟 59 4 5 2 機構運動分析的任務和方法 60 4 5 3 運動的生成 61 4 5 4 運動分析 61 總 結 63 參考文獻 64 致 謝 65 第 1 章 緒論 1 1 國內(nèi)外的研究狀況及其發(fā)展方向 國內(nèi)對行星齒輪傳動比較深入的研究最早開始于 20 世紀 60 年代后期 20 世 紀 70 年代制定了 NGW 型漸開線行星齒輪減速器標準系列 JB1799 1976 一些專業(yè) 定點廠已成批生產(chǎn)了 NGW 型標準系列產(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 如列車電站燃氣輪機 3000KW 高速氣輪機 500KW 和 萬立方米制氧透平壓縮機 6300KW 的行星齒輪箱 低速大轉矩的行星齒輪減速器已 成批生產(chǎn) 如礦井提升機的 XL 30 型行星齒輪減速器 800kW 雙滾筒采煤機的行 星齒輪減速器 375kW 世界上一些工業(yè)發(fā)達的國家 如 日本 德國 英國 美國和俄羅斯等 對行星 齒輪傳動的應用 生產(chǎn)和研究都十分重視 在結構化 傳動性能 傳遞功率 轉矩和 速度等方面均處于領先地位 并出現(xiàn)了一些新型的傳動技術 如封閉行星齒輪傳動 行星齒輪變速傳動和微型行星齒輪傳動等早已在現(xiàn)代的機械傳動設備中獲得了成功的 應用 世界各先進工業(yè)國家 經(jīng)由工業(yè)化 信息時代化 正在進入知識化時代 行星齒 輪傳動在設計上日趨完善 制造技術不斷進步 使行星齒輪傳動已達到較高的水平 我國與世界先進水平雖存在明顯的差距 但隨著改革開放帶來設備引進 技術引進 在消化吸收國外先進技術方面取得很大的進步 目前行星齒輪傳動正在向以下幾個方 面發(fā)展 1 向高速大功率及低速大轉矩的方向發(fā)展 例如年產(chǎn) 300kt 合成氨透平壓縮機的 行星齒輪增速器 其齒輪圓周速度已達 150m s 日本生產(chǎn)了巨型船艦推進系統(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 輸出轉矩高 達 4150kN m 在這類產(chǎn)品的設計與制造中需要繼續(xù)解決均載 平衡 密封 潤滑 零 件材料與熱處理及高效率 長壽命 可靠性等一系列設計制造技術問題 2 向無級變速行星齒輪傳動發(fā)展 實現(xiàn)無級變速就是讓行星齒輪傳動中三個基本 構件都傳動并傳遞功率 這只要對原行星機構中固定的構件附加一個轉動 如采用液 壓泵及液壓馬達系統(tǒng)來實現(xiàn) 就能成為變速器 3 向復合式行星齒輪傳動發(fā)展 近年來 國外將蝸桿傳動 螺旋齒輪傳動 圓錐 齒輪傳動與行星齒輪傳動組合使用 構成復合式行星齒輪箱 其高速級用前述各種定 軸類型傳動 低速級用行星齒輪傳動 這樣可適用相交軸和交錯軸間的傳動 可實現(xiàn) 大傳動比和大轉矩輸出等不同用途 充分利用各類型傳動的特點 克服各自的弱點 以適應市場上多樣化需要 4 向少齒差行星齒輪傳動方向發(fā)展 這類傳動主要用于大傳動比 小功率傳動 1 2 SOLIDWORKS 行星齒輪的選題分析及設計內(nèi)容 本設計以本設計基于 Solidworks 便于交互及強大的二維 三維繪圖功能 先確定 總體思路 設計總體布局 然后設置零部件 最后完成一個完整的設計 利用 SOLIDWORKS 模塊實現(xiàn)裝配中零部件的裝配 運動學仿真等功能 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參數(shù)的選擇 設計問 題一般是在給定傳動比和輸入轉矩的情況下 確定各輪的齒數(shù) 模數(shù)和齒寬等參數(shù) 其中優(yōu)化設計采用 Solidworks 自帶的模塊 模擬真實環(huán)境中的工作狀況進行運動仿 真 對元件進行運動分析 減速器作為獨立的驅動元部件 由于應用范圍極廣 其產(chǎn)品必須按系列化進行設計 以便于制造和滿足不同行業(yè)的選用要求 針對其輸人功率和傳動比的不同組合 可獲 得相應的減速器系列 在以往的人工設計過程中 在圖紙上盡管能實現(xiàn)同一機座不同 規(guī)格的部分系列表示 但其圖形受到極大限制 采用 Solidworks 工具來實現(xiàn)這一過程 不僅能完善上述工作 方便設計操作 而且使系列產(chǎn)品的技術數(shù)據(jù)庫 圖形庫的建立 查詢成為可能 使設計速度加快 在設計過程中 我利用互聯(lián)網(wǎng)對本課題的各設計步 驟與任務進行了詳細了解 采用計算機輔助設計的技術 利用 Solidworks 參數(shù)化建模 動態(tài)仿真 1 3 主要的工作內(nèi)容 1 設計計算部分 分析行星齒輪機構傳動方案 并通過計算分析 確定行星輪系齒 輪的齒數(shù) 模數(shù)和軸 行星架的各項參數(shù) 校核齒輪的接觸和彎曲強度 完成內(nèi)外嚙 合齒輪 軸 行星架的設計計算 在整機設計開發(fā)背景下 結合運動參數(shù)完成建模 2 工程仿真分析部分 本論文利用三維軟件 Solidworks 對行星輪減速器進行三維建 模 并完成與整機的裝配 利用 Solidworks 減速器機構模型進行全局運動仿真 對內(nèi) 外嚙合齒輪傳動進行運動學分析 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程和結構 2 1 機構簡圖的確定 減速器傳動比 i 5 4 故屬于 1 級 NGW 型行星傳動系統(tǒng) 查 漸開線行星齒輪傳動設計 書表 4 1 確定 2 或 3 從提高傳動裝置承載力 pn 減小尺寸和重量出發(fā) 取 3 pn 計算系統(tǒng)自由度 W 3 3 2 3 2 1 2 2 周轉輪系部分的選擇 周轉輪系的類型很多 按其基本構件代號可分為 2Z X 3Z 和 Z X F 三大類 其中 Z 中心輪 其他各種復雜的周轉輪系 大抵可以看成這三類輪系的聯(lián)合貨組合機構 按傳動機構中齒輪的嚙合方式 又可分為許多傳動形式 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 其傳動類型與傳動特點如表 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 結構簡單 軸向尺寸小 工藝性好 效率高 然而傳動比較小 但 NGW 性能多級串聯(lián)成傳動比打的輪系 這樣便克服了淡 季傳動比較小的缺點 表 1 1 行星齒輪傳動的類型與傳動特點 傳 動 類 型 傳 動 特 性 類 組 性 機構簡圖 傳動比范 圍 傳動比 推薦值 傳遞 功率 KW 應用特點 NGW 1 13 13 7 ibaX 2 7 9 不限 廣泛地 用于動力 及輔助傳 動中 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 傳動 工 藝性好 2Z X 負 號 機 構 NW 1 50 ibaX 5 25 不限 7iaXb 時 徑向 尺寸比 NGW 型小 可 推薦采用 工作制 度不限 NN 1700 一個行 星輪時 30ibXa 100 三 個行星 輪時 30ibXa 40 可用于短時 間斷性工作制動力傳動 轉臂 X 為從動時 當 大i 于某值后 機構自鎖 3Z 負 號 機 構 NGWN 500 20ibae 100 100 結構很 緊湊 適 用于中小 功率的短 時工作制 傳動 工藝性差 當 a 輪 從動時 達到某值i 后機構會 自鎖 即 0bea 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條件 現(xiàn)以圖 2 4 所示的行星輪 系為例 說明如下 圖 2 4 行星輪系參考圖 圖中 太陽輪 1 齒數(shù)為 分度圓半徑為 行星輪 2 齒數(shù)為 分度圓半徑1z1r2z 為 內(nèi)齒圈 3 齒輪為 分度圓半徑為 2r33 1 保證實現(xiàn)給定的傳動比 根據(jù)上面的行星輪系圖示 通過機械原理知識可以知道 因 故131 Hiz 31 Hzi 2 保證滿足同心條件 要行星輪系能正?；剞D 其三個基本構件的回轉軸線必須在同一直線上 因此 對于圖示的行星輪系來說 必須滿足下式 312r 當采用標準漸開線直齒齒輪傳動或等變位齒輪傳動時 上式變?yōu)?或312r312z 3 保證安裝均布條件 為使各個行星輪都能夠正確均布地安裝在太陽輪和內(nèi)齒之間 行星輪的數(shù)目與各 輪之間齒數(shù)必須滿足一定的關系 否則將會因行星輪與太陽輪輪齒的干涉不能正確裝 配 圖 2 4 所示 下面就對為了使行星輪能均布且正確裝配 行星輪個數(shù) k 與各輪齒 數(shù)之間應滿足的關系進行分析 4 保證滿足鄰接條件 對于標準齒輪傳動 122sin 80 oarkrhm 式中 m 為模數(shù) 為齒頂高系數(shù) ah 以上式子說明的是在選擇各齒輪的齒數(shù)與行星輪個數(shù)時 所必需滿足的條件 第 3 章 NGW 型行星減速器結構設計 3 1 基本參數(shù)要求與選擇 3 1 1 基本參數(shù)要求 電動機功率 3KW 總傳動比 5 4 工作時間 15 年 每年按 300 天計算 每天工作為 12 小時 3 1 2 電動機的選擇 根據(jù)工作功率與要求選擇電動機為 YB2S 6 各項參數(shù)為 額定功率 P 3KW 轉速 n 960r min 工作效率 83 3 2 方案設計 3 2 1 機構簡圖 圖 2 4 機構簡圖設計 圖中 太陽輪 1 齒數(shù)為 分度圓半徑為 行星輪 2 齒數(shù)為 分度圓半徑1z1r2z 為 內(nèi)齒圈 3 齒輪為 分度圓半徑為 2r33 遵循以上原則 通過配齒計算 確定該兩級 NGW 行星齒輪減速機的主要參數(shù)見表 1 各級齒輪采用相同的材料及熱處理工藝 精度 6 級 表 1 主要設計參數(shù)表 齒數(shù) 傳動比 太陽輪 20 行星輪 34第一級 內(nèi)齒輪 88 5 4 減速器的傳動比為 5 4 NGW 行星輪部分 3 2 2 齒形及精度 因屬于低速運動 采用壓力角 20 的直齒輪傳動 精度等級為 6 級 3 2 3 齒輪材料及性能 高速機太陽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 高速級部分采用軟齒面 兩級材料分別如 表 3 1 疲勞極限 Hlim 和 Flim 查書 1 圖 10 20 c d 10 21 d e 選取 行星輪的 Flim 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 Hlim N mm 2 Flim N mm 2 加工精度 太陽輪 375 行星輪 20CrMnTi 滲碳淬火 HRC58 62 1400 267 5 6 級 內(nèi)齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) HB262 286 650 275 7 級 3 3 齒輪的計算與校核 3 3 1 配齒數(shù) 表 1 主要設計參數(shù)表 齒數(shù) 傳動比 太陽輪 20 行星輪 34第一級 內(nèi)齒輪 88 5 4 3 3 2 初步計算齒輪主要參數(shù) 1 選擇齒輪材料 熱處理方法及精度等級 齒輪材料 熱處理方法及齒面硬度 因為載荷中有輕微振動 傳動速度不高 傳動尺寸無特殊要求 屬于一般的齒輪 傳動 故兩齒輪均可用軟齒面齒輪 查 機械基礎 P 322 表 14 10 小齒輪選用 45 號 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 236HBS 大齒輪選用 45 號鋼 正火處理 硬度為 190HBS 精度等級初選 減速器為一般齒輪傳動 圓周速度不會太大 根據(jù) 機械設計學基礎 P 145 表 5 7 初選 8 級精度 2 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪 由于本設計中的減速器是軟齒面的閉式齒輪傳動 齒輪承載能力主要由齒輪接觸 疲勞強度決定 其設計公式為 1231 EHdKTuZd 確定載荷系數(shù) K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪 圓周速度也不大 精度也不高 而且齒輪 相對軸承是對稱布置 根據(jù)電動機和載荷的性質(zhì)查 機械設計學基礎 P 147 表 5 8 得 K 的范圍為 1 4 1 6 取 K 1 5 接觸疲勞許用應力 limiHNPZS 接觸疲勞極限應力 由 機械設計學基礎 P 150 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)處理后的極限應力為 600MPa 560MPa lim1H lim2H 接觸疲勞壽命系數(shù) ZN 應力循環(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 故 th 300 10 2 8 48000h N1 60 466 798 1 48000 1 344 109 982 3410 27610i 查 機械設計學基礎 P 151 圖 5 31 且允許齒輪表面有一定的點蝕 ZN1 1 02 ZN2 1 15 接觸疲勞強度的最小安全系數(shù) SHmin 查 機械設計學基礎 P 151 表 5 10 得 SHmin 1 計算接觸疲勞許用應力 HP 將以上各數(shù)值代入許用接觸應力計算公式得 lim11n60 261HNpZMPaS li22mn5 4pH 齒寬系數(shù) 由于本設計的齒輪傳動中的齒輪為對稱布置 且為軟齒面?zhèn)鲃?查 機械基礎 P326 表 14 12 得到齒寬系數(shù)的范圍為 0 8 1 1 取 1d 計算小齒輪直徑 d1 由于 故應將 代入齒面接觸疲勞設計公式 得2p p 2321331 189 54105 2 8 4m6EHdZKTud 圓周速度 v115768 4159 600nv ms 查 機械設計學基礎 P 145 表 5 7 v 13L61 1STY 試驗齒輪應力修 正系數(shù) 按所給 區(qū)域圖取Flim Flim2a relT 太陽輪齒根圓角 敏感系數(shù) 查 5 圖 6 35 0 96cY relT 行星齒輪齒根圓 角敏感系數(shù) 查 5 圖 6 35 0 97Trel 齒根表面形狀系 數(shù) 查 5 圖 6 354 2 ZR1 045limFS 最小安全系數(shù) 按高可靠度 查 5 表 6 8 1 6 太陽輪 彎曲應力基本值 a0F a0F 2 Fa 9 105 2 7 1 584 276b mNYSt 3 13 彎曲應力 Y aFp alimSTYNaFrelTY relX 2470 5N m1 6 05961237 5 3 14 故 彎曲強度通過Faap 行星輪 bm 103 79N mmcF0 tcFYas 1 25 70 172 5468 2 cp limcSTNaY relT rllimFS2301 04597126 5 cF c0 AKV F FPK 2 4 5179 354 01 29713 故 彎曲強度通過cF cp 2 內(nèi)嚙合 齒輪接觸疲勞強度 仍用 5 式 6 19 6 20 6 21 計算 其中與外嚙合取值 不同的H P 參數(shù)為 u 77 29 2 655 0 87 1 03 0 97 1 11 ZNRZWH0 ZZE ubd1 Ft 947 125 36817 0895 2 3 15 2 879 35mN 2HPVAH0 m8 36N 01 0 2530 879 K 3 16 mmHP 1 56325 1 973 6limliSZHXWRVLN 2 3 17 故 H P 齒根彎曲疲勞強度 只需計算內(nèi)齒輪 計算公式仍為書 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 2a FY 81sa YrelT TYrel F 2 a 94 8 25 17 63 0 765b mNmSt 3 18 cF 0AKV F FPK 3 19 2 59N m1 354 1 2948 Fp limcSTYNa relT YrlliFS 3 20 268 20175 故 彎曲強度通過Fp 3 4 軸上部件的設計計算與校核 3 4 1 軸的計算 3 4 1 1 輸出軸 1 輸出軸上的功率 eeTP和 轉 矩轉 速 ne 為齒輪嚙合效率 KWpde 38 29 04 2 m 15 595NnTee 2 求齒輪上的力 dFet 4213875 132 0tan 153costan r FNF 2 初步確定軸的最小直徑 先按書 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10A mnPAe 2 34 59810d30min 軸的輸出最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑 d 為了所選軸直徑孔徑相適 故需 同時選取聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器查 1 表 14 1 取 則1 3KA 3 mNTKA 54980623 1eca 47 按計算轉矩 小于聯(lián)軸器公轉轉矩條件 查 6 表 11 17 ZL3 彈性柱銷齒式聯(lián)軸caT 器 d 38 半聯(lián)軸器長度 L 82 半聯(lián)軸器與軸配合得轂孔長度 L1 60 3 軸的結構設計 1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 軸端有段需制造出軸肩 故 段 d 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60mL1 段的長度應該 L1 略短一些 現(xiàn)取 L 58mm 2 初選滾動軸承 應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 d d 50mm 而 L 16mm 端右滾動軸承采用軸肩進行的軸向定位 有手冊上查的 6010 軸間高度 h 3 因此選 取 d 56 1 取安裝齒輪出的軸段 的直徑 d 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 此軸段應略短于 輪轂寬度 故取 L 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 d 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構設計而定 取 L 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 1 表 6 1 查的平鍵截面 鍵槽用槽銑刀加工 長度為 50mm 同時為了保證齒輪與軸配合有良mh106b 好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 同時半聯(lián)軸器的連接 選用平鍵為6nH7 半聯(lián)軸器的配合為 滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合50810 k 來保證的 此處的直徑尺寸公差為 m6 4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖 軸承的支點位置為滾動軸承的中點位置 因此 作為簡支梁的軸的支撐跨距為 L1 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 mNTFNert 38125 7 15 08 416F 3 t2NH tV 2 47 3 0 1 LFFtNH 48 代入數(shù)值可得 NH479 501 則截面 C 處的 m2 LFM dere 14029 代入數(shù)值可得 F L FrENV1 N 3 5 1201 LMreNV 49 mLFMNV 5940 1 mNMeV 19234015912 總彎矩 3 VH 21 50 3 mNVH 934722 51 5 按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 C 的強度 根據(jù)書 1 式 15 5 及上表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉 扭轉切應力為脈動循環(huán)應 力 取 軸的計算應力 60 3 52 MPaWTMe 16 27501 386 249 21ca 前已選定軸的材料為 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 由 1 表 15 1 查得 故0 1 ca MPa7 1 3 4 1 2 輸入軸 1 輸入軸上的功率 轉速 和轉矩aPanaT 2 465kw 960r min 8 413N ma 2 求作用在齒輪上的力 NdTa7 685 2F1t nt49r 3 初步確定軸的最小直徑 先按書 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10A 3 53 mnPAa 7 1396045 21d30min 4 軸的結構設計 按照輸入軸的設計方法各段軸的大小 長度如圖 3 4 所示 選滾動軸承型號為 6005 單位為 mm 12475d TD 聯(lián)軸器處鍵槽 36 4018d ababl 32 bcbcl cdcdl 6 30 dedel 6 efef fgl 4 ghghl 3 4 1 3 滾動軸承的壽命校核 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 25 10410 523 3 4 2 行星架設計 因為單臂式行星架結構簡單 可容納較多的行星輪 所以選擇單臂式行星架 軸 與孔之見采用過盈配合 用溫差裝配 配合長度為 1 5d 2 5d 范圍內(nèi)取 取配合u7H 長度為 20mm 取左端與齒輪軸配合長度為 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 滾動軸承選擇 2 高速軸軸承的校核 根據(jù)軸承型號 30307 查設計手冊取軸承基本額定動載荷為 C 75200N 基本額定靜載 荷為 NCor8250 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平面力系 有力分析可知 NFdVreVraere 53 2417 645847 216901021 NFHrVrrrteHrte 98 6024 53 241376 851291010622111 求兩軸承的計算軸向力 2aF和 對于圓錐滾子軸承 軸承派生軸向力 Y 由設計手冊查得為 1 9 因此可以估算 rd NYFrdr 36 179 8602 21 則軸有向右竄動的趨勢 軸承 1 被壓緊 軸承 2 被12 293ddae F 放松 NFdae36 1736 21 求軸承當量動載荷 21P和 查設計手冊知 e 0 31eFrar 53 098 6217 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 9 1 4 01 YX 軸承 2 因軸承運轉中有輕微沖擊 查課本表 13 6 得 則1 2 01 ppff取 NFYXfParp 9 1536 79 186024 123 22211 驗算軸承壽命 因為 所以按軸承 1 的受力大小驗算21 hh LPCnL 310616 275 75 400 hh23 選擇軸承滿足壽命要求 1 低速軸軸承的校核 根據(jù)軸承型號 30306 查設計手冊取軸承基本額定動載荷為 C 59000N 基本額定靜載 荷為 NCor630 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平面力系 有力分析可知 NFdVreVraere 91 3460 4709 752812921 NFHrVrrrteHrte 24 7061 659 34830 1650222221121 求兩軸承的計算軸向力 21aF和 對于圓錐滾子軸承 軸承派生軸向力 Y 由設計手冊查得為 1 9 因此可以估算 rd NYFrdr 71 39 124706 521 則軸有向左竄動的趨勢 軸承 1 被壓緊 軸承 2 被12 698ddae F 放松 NFNdae71 37 21 求軸承當量動載荷 2P和 查設計手冊知 e 0 31eFrar 53 024 761 921 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 9 1 01 YX 軸承 2 9 1 4 01 YX 因軸承運轉中有輕微沖擊 查課本表 13 6 得 則1 2 01 ppff取 NFYXfParp 6 87 39 24706 145 22211 驗算軸承壽命 因為 所以按軸承 1 的受力大小驗算21 hh LPCnL 310616 34 9784 5300 hh243 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 在本設計中 所選擇的鍵的類型均為 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 寬度 b 深度 極限偏差 一般鍵聯(lián)結 軸 t 轂 1t 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公 稱 尺 寸 b h 公稱尺寸 b 軸 N9 轂 9sJ 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱 尺寸 極限 偏差 最小 最 大 28 8 7 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 鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中 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 鍵的許用剪切應力為 30 由前面計算可得 軸上受到的轉矩 T 55 N m 由鍵的剪切強度條件 aMPA 其中 D 為帶輪輪轂直徑 5 1 2 TblD 10 M 30 結構合理 335810210 aP a 3 6 2 2 鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中 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 取鍵的許用擠壓應力 100 bs aP 圖 5 7 鍵擠壓受力圖 由 5 2 SFAbl 2000 N3368102510s 又有 5 3 bsFsA 8 結構合理32051 aMP bs 3 6 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的計算轉矩 查課本表 14 1 考慮到轉矩變化很小 故取2TKac 則3 1 ak mNTac 13648703 12 按照計算轉矩 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 查手冊 選用 HL1 型彈性c 柱銷聯(lián)軸器 其公稱轉矩為 160000N mm 半聯(lián)軸器的孔徑 24mmd 6 潤滑與密封 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑 浸油深度為一個齒高 但不小于 10mm 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為 1m s 2m s 所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑 潤滑油的選擇 齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油 軸承選用鈣基潤滑脂 密封方法的選取 箱內(nèi)密封采用擋油盤 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 對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈 加以密封 3 7 箱體尺寸及附件的設計 采用 HT250 鑄造而成 其主要結構和尺寸如下 中心距 a 154 5mm 取整 160mm 總長度 L 350am 總寬度 B 2 7 16432 總高度 H 48 箱座壁厚 未滿足要求 0 5 0158am 0 25a18 直接取 8 mm 箱蓋壁厚 未滿足要求 1 21 64 2 1 直接取 8mm 箱座凸緣厚度 b 1 5 8 12 mm 5 箱蓋凸緣厚度 b1 1 5 8 12mm1 箱座底凸緣厚度 b2 2 5 8 20 mm 箱座肋厚 m 0 85 8 6 8 mm0 85 箱蓋肋厚 m1 0 85 8 6 8mm1 扳手空間 C1 18mm C2 16mm 軸承座端面外徑 D2 高速軸上的軸承 2Ddm 高 3 5 6 92 低速軸上的軸承 低 8 10 軸承旁螺栓間距 s 高速軸上的軸承 2S 高 低速軸上的軸承 D108低 軸承旁凸臺半徑 R1 C216m 箱體外壁至軸承座端面距離 l 2m 5 6 42 地腳螺釘直徑 fdf0 3a 017 地腳螺釘數(shù)量 n 因為 a 160mm 250mm 所以 n 4 軸承旁螺栓直徑 1fd 75 63 2 凸緣聯(lián)接螺栓直徑 取 10mm2 fd8 10 56 m 0 2d 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 d 3 6 n 43 低速軸上的軸承 d 3 8 n 4 檢查孔蓋螺釘直徑 取 d4 6mm4f0 45 28m 71 檢查孔蓋螺釘數(shù)量 n 因為 a 160mm30 50 取 40mm 4 4 箱體內(nèi)壁至箱底距離 20mm0h 減速器中心高 H 取 H 185mm a2409R 20184 5m 箱蓋外壁圓弧直徑 R a21 5 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離 L1 1LC 2 5 0 8 6 0m 箱體內(nèi)壁軸向距離 L2 12b 3 兩側軸承座孔外端面間距離 L3 1250m 2 附件的設計 1 檢查孔和蓋板 查 機械基礎 P 440 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 A 2 75mm B 1 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 選用結構簡單的通氣螺塞 由 機械基礎 P 441 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 機械基礎 P 482 附錄 31 取油標的尺寸為 視孔 md20 D34md21 d32 mH16 A 形密封圈規(guī)格 5 4 放油螺塞 螺塞的材料使用 Q235 用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊 并在端面接觸處增設用耐油 橡膠制成的油封圈來保持密封 由 機械基礎 P 442 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 定位銷直徑 兩個 分別裝在箱體的長對角線上 62d0 81m 12 12 24 取 L 25mm 1L b 6 起蓋螺釘 起蓋螺釘 10mm 兩個 長度 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 箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘 查 機械基礎 P 468 附錄 13 取吊環(huán)螺釘尺寸如下 單位 mm d D d1 max D1 公稱 d2 max h1 max h d4 M8 9 1 20 21 1 7 18 36 r1 r min l 公稱 a max b max D2 公稱 min h2 公稱 min 4 1 16 2 5 10 13 2 5 箱座凸緣的下方鑄出吊鉤 查 機械基礎 P 444 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 44 第 4 章 SOLIDWORKS 的建模與運動仿真 4 1 建模軟件的介紹 目前中國市場的常見的三維 CAD 產(chǎn)品主要包括 CATIA PRO E UG NX Solidworks Inventor Solid Edge CAXA Solid3000 等產(chǎn)品 每個產(chǎn)品都有著 自己的發(fā)展歷史和特點 在設計功能 模塊設置 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)成為目前市場上的主流三維 CAD 產(chǎn)品 由于 SolidWorks 操作簡單 方便 在同類產(chǎn)品中性價比更優(yōu) 與其它各種三維軟 件兼容性好且具有高端三維機械設計軟件類似的功能 而且功能強大技術創(chuàng)新和易學 易用是 SolidWorks 的三大主要特點 使得 SolidWorks 成為全球裝機量最大 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 涉及航空航天 機車 食品 機械 國防 交通 模具 電子通訊 醫(yī)療器械 娛樂工業(yè) 日用品 消 費品 離散制造等分布于全球 100 多個國家的約 3 萬 1 千家企業(yè) 本論文利用SolidWorks軟件強大的建模功能 以某閥門主減速器內(nèi)兩級行星齒輪 傳動機構為例 構建了行星齒輪機構模型 結合SolidWorks內(nèi)嵌的Motion軟件完成了 其運動仿真 本論文先利用SolidWorks對行星輪系的各個零部件進行建模 然后對各個零部件 進行裝配 然后通過motion對其進行模擬仿真 對其各項數(shù)據(jù)進行研究分析 另外在齒輪建模的過程中 需要利用到CAXA這款軟件 通過CAXA軟件建立漸開線 齒廓 能夠更為準確的建立齒輪模型 能夠防止在行星齒輪機構的裝配中出現(xiàn)干涉的 情況 4 2 行星齒輪機構的建模 4 2 1 對行星齒輪的建模 在 SolidWorks 中對漸開線齒輪進行建模時 時常會發(fā)生誤差 從而對齒輪的后續(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 中進行齒輪建模 然后轉入到 SolidWorks 中 這樣能夠很好的保證齒輪的輪廓為 45 漸開線齒輪 點擊保存 保存為 dwg 格式 保存名稱為輸入齒輪軸 創(chuàng)建 3 個行星輪和內(nèi)齒圈的三維實體模型 圖 1 漸開線生成圖 由于漸開線行星齒輪減速器靠齒輪的嚙合來傳遞運動與動力 齒輪的參數(shù)化建模最 為關鍵 齒輪齒廓由漸開線 過渡曲線 齒根圓 齒頂圓幾部分組成 并不是連續(xù)的曲 線 所以在繪制過程中也需要這幾種曲線的組合 漸開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 是獨立變量 因此應將 m z x 作為驅動尺 寸 則漸開線齒輪零件形體尺寸即相關變量可用如下參數(shù)化模型表達 分度圓半徑 1 2rz 齒根圓半徑 2 ffahmcx 齒頂圓半徑 3 12aaart 齒根過渡圓角半徑 4 sin fpc 式中 m 為模數(shù) z 為齒數(shù) 為標準齒形角 為齒頂高系數(shù) 正常齒取 1 0 短齒取 0 8 為 ah c 頂隙系數(shù) 正常齒取 0 25 短齒取 0 3 x 為變位系數(shù) 為齒頂高變動系數(shù) 分度圓上的展角 tan ia 通過起點為 y 軸上的象限點繪制漸開線 這時 y 軸與齒輪漸開線的鏡像中心夾角 46 為 為 1 2 齒厚的夾角 將坐標旋轉 tan 然后以 y 軸為鏡像 iz 2 中心 圖 1 進行鏡像 這樣輪齒的兩條漸開線繪畢 將漸開線按其與齒頂圓 齒根圓的 交點進行修剪并在齒頂圓與齒根圓上畫出它們與漸開線的交點之間的兩段圓弧 使其組 成封閉曲線 再拉伸至相應寬度 這樣 一個輪齒就繪制好了 圓形陣列上述特征 齒輪的 三維參數(shù)化造型就完成了 依照上述過程 可以編制出齒輪繪制程序 畫出的齒輪造型 如圖 2 圖 2 齒輪造型圖 5 選擇插入 凸臺 基體 旋轉凸臺 基體 彈出對話框 對草圖進行旋轉拉伸 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 CAXA 軟件生成漸開線齒廓 然后轉入到 SolidWorks 中 建立行星齒輪模型 基本方法與輸入齒輪軸相同 對于其他各個部件的建模與輸入齒輪軸的建模類似 通過旋轉 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 然后將其轉到 SolidWorks 中 進行建模 其他的尺寸要求進行模擬 根據(jù)具體要求進行建模 在此就不進行詳細的概述 其他零件圖一次方法一一設計 其中包括行星輪 太陽輪 系桿的零件建模見圖 3 47 行星輪 太陽輪 圖 3 各零件實體模型 48 4 3 行星齒輪機構的虛擬裝配 行星齒輪傳動機構的裝配對于圖 5 所示的 2K H 行星齒輪傳動 裝配要滿足以 下約束 太陽輪 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 保證與太陽輪 1 和內(nèi)齒圈 3 正確嚙合而不發(fā)生錯位現(xiàn)象 各輪齒數(shù)的選擇必須確保實現(xiàn) 所給定的傳動比 裝配前太陽輪和內(nèi)齒圈相對位置的初始化當行星齒輪為偶數(shù)時 太陽輪和內(nèi)齒圈齒 溝中線應調(diào)整到圖 5 所示位置 當行星齒輪為奇數(shù)時 太陽輪齒溝和內(nèi)齒圈齒厚中線應 調(diào)整到圖 5 所示位置 圖 5 行星齒輪傳動機構位置 1 固定外齒圈 分別將太陽輪 內(nèi)齒圈與外齒圈設為同心配合 2 調(diào)整太陽輪 當行星輪數(shù)目為奇數(shù)時 太陽輪和內(nèi)齒圈的齒槽中線應處于共線位 置 當行星輪數(shù)為偶數(shù)時 太陽輪齒槽中線和內(nèi)齒圈的齒厚中線應處于共線位置 3 導入行星輪 每一行星輪應與行星架上對應行星軸同心配合 當行星輪齒數(shù)為奇 數(shù)時 行星輪的齒厚中線和內(nèi)齒圈的齒槽中線應處于共線位置 太陽輪齒厚中線和行 星輪的齒厚中線共線 而當行星輪齒數(shù)為偶數(shù)時 行星輪的齒對稱線與太陽輪和內(nèi)齒 圈的齒槽中線應共線 第 1 個行星齒輪在太陽輪和內(nèi)齒圈經(jīng)初始化調(diào)整后 即可在圖 3 所示位置 裝入第 1 個行星齒輪 第 2 個行星齒輪如圖 3 所示 將第 1 個行星齒 輪轉至位置 在位置 可裝入第 2 個行星齒輪 輪系各輪轉角為 49 太陽輪轉角 4 1 212bapazN 內(nèi)齒圈轉角 4 2 0n 第 1 個行星齒輪自轉角 4 3 1283aPczN 式中 Np 行星齒輪的個數(shù) Za 太陽輪的齒數(shù) Zc 行星齒輪的齒數(shù) Zb 內(nèi)齒圈的齒數(shù) 第 3 個行星齒輪的裝配 將第 1 個行星齒輪轉至位置 此時 第 2 個行星齒輪轉至位置 在位置 可裝入第 3 個 行星齒輪 輪系各輪轉角同上 在滿足裝配約束條件下 按照上述裝配方法 對行星齒輪傳動機構進行虛擬裝配 其裝配實體模型見圖 6 圖 6 行星齒輪傳動的虛擬裝配模型 50 1 行星輪 1 2 行星輪 2 3 行星輪 3 在行星齒輪減速器的設計中 應該特別注意結構布置的合理性 因為結構布置如果 不合理 將會直接造成載荷分配的不均勻 從而使設備達不到原設計效果 曾經(jīng)我們有 過失敗的教訓 某減速器太陽輪軸心線與其它軸不在同一水平面水平面上 用螺釘將內(nèi) 齒圈固定在箱體上 這樣設計不僅裝配比較困難 同時由于螺釘固定無法保證徑向尺寸 使 主軸下沉 這樣直接影響了載荷分配 在空轉試車時就有比較明顯的噪音 而且接觸不 良 后來進行了改造 將主軸和其它軸放在同一水平面上 剛度也適當加強收到明顯效 果 噪音減小運轉平穩(wěn) 1 新建一個裝配零件圖 并且插入箱體零件和一個行星齒輪 2 新建基準軸 基準軸參考實體為裝配體的右視基準面和上師基準面 記為 基準軸 1 3 新建基準面 基準面參考實體為基準軸 1 和右基準面旋轉角度為 120 度 記為基準面 1 4 新建基準面 基準面參考實體為基準軸 1 和右基準面旋轉角度為 240 度 記為基準面 2 5 選擇箱體 1 右擊箱體 選擇浮動 對箱體進行配合 步驟 選擇箱體基準軸 1 和裝配體 1 中的基準軸 1 選擇重合按鈕 選擇箱體右視基準面和裝配體右視基準面 選擇重合按鈕 6 選擇箱體 1 右擊箱體 選擇固定 7 插入零部件行星齒輪 打開配合按鍵 配合后如圖 4 3 步驟 選擇行星齒輪基準軸 1 和裝配體的右視基準面 選擇重合按鈕 51 選擇基準軸 1 和行星齒輪的基準軸 1 選擇距離按鈕 輸入距離 36 選擇行星齒輪基準面 1 和裝配體中的右視基準面 選擇重合按鈕 選擇行星齒輪的端面和箱體內(nèi)齒輪的端面 選擇重合按鈕 圖 4 3 行星齒輪與箱體的配合 8 再次插入零部件行星齒輪 打開配合按鈕 步驟 選擇行星齒輪基準軸 1 和裝配體基準面 1 選擇重合按鈕 選擇基準軸 1 和行星齒輪的基準軸 1 選擇距離按鈕 輸入距離 36 選擇行星齒輪基準面 1 和裝配體中的基準面 1 選擇重合按鈕 選擇行星齒輪的端面和箱體內(nèi)齒輪的端面 選擇重合按鈕 如圖 4 3 9 再次插入零部件行星齒輪 打開配合按鈕 進行配合 配合完成后再此插入 一個行星齒輪 步驟與下面的步驟基本相同 除了步驟 1 中與行星齒輪基準軸配合 的是裝配體基準面 3 其他步驟相同 步驟 52 選擇行星齒輪基準軸 1 和裝配體基準面 2 選擇重合按鈕 選擇基準軸 1 和行星齒輪的基準軸 1 選擇距離按鈕 輸入距離 36 選擇行星齒輪基準面 1 和裝配體中的基準面 2 選擇重合按鈕 選擇行星齒輪的端面和箱體內(nèi)齒輪的端面 選擇重合按鈕 如圖 4 3 10 打開干涉按鈕 計算是否發(fā)生干涉 若發(fā)生干涉 檢查干涉放生在哪里 并進行修改 11 插入輸入齒輪軸 打開配合按鈕 配合后如圖 4 4 步驟 選擇輸入齒輪軸的基準軸和裝配體的基準軸 選擇重合按鈕 選擇行星齒輪基準面和輸入齒輪軸的基準面 3 選擇重合按鈕 選擇行星齒輪端面和輸入齒輪軸齒輪端面 選擇重合按鈕 圖 4 4 行星齒輪與輸入齒輪軸的配合 12 打開干涉按鈕 計算是否發(fā)生干涉 若發(fā)生干涉 檢查干涉放生在哪里 并進行修改 53 13 右擊箱體 選擇隱藏零部件 14 插入小軸 打開配合按鈕 配合后如圖 4 5 步驟 選擇行星齒輪中心孔面和小軸的外圓柱面 選擇同軸心按鈕 選擇行星齒輪端面和小軸的端面 選擇重合 圖 4 5 小軸與行星齒輪的配合 15 再次插入兩個小軸 分別裝入另外兩個行星齒輪中 配合方式與步驟 14 相 同 16 插入零件調(diào)整墊 打開配合按鈕 步驟 選擇調(diào)整墊的中心孔面和小軸的外圓柱面 選擇同軸心按鈕 選擇行星齒輪端面和調(diào)整墊的端面 選擇重合 17 再次插入兩個調(diào)整墊 分別裝入另外兩個小軸中 配合方式與步驟 16 相同 18 插入零件轉盤 打開配合按鈕 配合完成后如圖 4 6 54 圖 4 6 轉盤與小軸的配合 步驟 選擇轉盤前視基準面和裝配體的右視基準面 選擇重合按鈕 選擇轉盤右視基準面和裝配體的上視基準面 選擇重合按鈕 選擇轉盤基準軸 3 和裝配體的右視基準面 選擇重合按鈕 19 打開工具選項 選擇插件欄 點擊 Slidworks Toolbox 和 Slidworks Toolbox Browser 最后單擊確定 20 打開設計庫 選擇 Toolbox 中的 GB 墊圈和擋圈 平墊圈 選擇小墊圈 A 級 GB T848 1985 設置屬性大小為 M