外啮合的连杆凸轮减速器仿真与设计.doc

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1、外啮合的连杆凸轮减速器仿真与设计 作者：ee（ee）指导老师：ee 摘要：本次设计是针对外啮合连杆图轮减速器进行参数设计和三维仿真，通过对外啮合连杆减速器的结构设计、总体方案设计、传动系统计算，对凸轮的设计与计算、轴上零件的定位，最终建立了确立设计方案，并绘制三维图、并进行了仿真，以及绘制CAD二维零件图和整体装配图。希望本次设计时所遇到的及所解决的问题对自己以后的工作有所帮助。关键词：连杆凸轮减速器；凸轮；摆线针轮；PRO/E 三维建模；运动 仿真。The Design and Modeling of Cam-linkage ReducerAuthor:e(e)Instructor: eAb

2、stract: This design is the connecting rod gear reducer for external mesh parameter design and three-dimensional simulation, the structural design of the external engagement rod reducer, the overall design, the transmission calculation, design and calculation of the cam shaft partspositioning, and ul

3、timately establish the design, and draw three-dimensional images, and simulation, and the mapping of CAD 2D part drawing and overall assembly drawing. Hope that the design and solve problems on their own after work to help.Key words: cam-linkage reducer, cam, Cycloidal gear, pro/e three dimension mo

4、del building, simulation.目录1.引言11.1概述21.2 减速器的分类21.3 减速器的综合评价指标31.4减速器的现状及发展趋势41.4.1减速器的国内外现状41.4.2少齿差行星齿轮传动技术研究现状52.连杆凸轮减速器的设计原理82.1 连杆凸轮减速器工作原理82.2 机构的传动原理分析82.2.1 机构的组成82.2.2 机构的传动原理分析92.3 机构的传动比计算92.3.1 运动输入构件与输出构件的转向关系92.3.2 传动比的计算102.4凸轮理论廓线方程及性质11 2.4.1凸轮理论廓线方程112.4.2 凸轮理论廓线的性质132.5 凸轮压力角与机构中

5、构件的力关系142.5.1 凸轮理论廓线压力角142.5.2 机构中主从动构件的力矩关系式152.5.3由理论廓线方程推出实际廓线方程192.6摆线针轮的设计202.7摆线轮的建模方程213.连杆凸轮减速器结构设计233.1 连杆凸轮减速器的结构233.1.1 主动曲柄243.1.2 连杆推杆（带滚子的环板）243.1.3 从动曲柄253.1.4 凸轮253.1.5 输出轴263.1.6 箱壳263.1.7 惯性力的自平衡结构263.1.8 弹性均载环节263.2连杆凸轮减速器与渐开线三环式减速器相比的优点273.3连杆凸轮减速器和传统的摆线针轮行星传动相比的优点274 .连杆凸轮减速器的建模

6、294.1 Pro/E简介294.2减速器基本零件建模314.2.1凸轮模型的建立314.2.2连板模型的建立334.2.3 垫片模型的建立344.2.4 轴承端盖模型建立344.2.5其他零部件建模355 .连杆凸轮减速器的装配和仿真395.1减速器的装配395.1.1 连板组件的装配395.1.4输入轴的装配415.1.5曲柄轴的装配435.1.6输出轴组件的装配445.1.7连扳组件的总装455.1.8减速器总装475.2 基本仿真过程505.2.1 PROE仿真基础505.2.2运动分析工作流程515.2.3仿真过程55参考文献60总 结61致 谢621.引言我国现用渐开线为齿形的三环

7、减速传动装置采用平行轴输入输出,其结构紧凑、传动比大、效率高,比以前通用的渐开线少齿差减速器省去了输出机构且输出轴刚性好。此外,转臂轴承由在行星轮内尺寸受限制变为转臂轴承在行星轮外尺寸不受限制,能显著提高传递的转矩,从而在机械传动领域有很好的应用前景。但该传动装置也存在需采用专门机床加工齿环板,内啮合齿轮易产生干涉,且只能做成软齿面,啮合角过大,使传动效率降低等缺点。结合摆线针轮行星传动的一些优点，本设计提出了凸凸、凹凸滚动接触传动。其特点是不仅保留了环板式传动可省去输出机构而输出轴刚性好，转臂轴承由行星轮内移至行星轮外，尺寸不再受限制，从而传递的转矩可以较现有的摆线针轮行星减速器更大等优点。

8、而且还保留着原摆线针轮行星减速器同时啮合齿数多，摆线轮与针轮齿均为硬齿面等本质上的优点，可以克服现有以渐开线为齿形的多种环板式减速器难以避免的缺点。因此，滚子传动的诞生，必将为国民经济各工业部门提供一种体积小、重量轻、传动比范围大、传动效率高、传动平稳、结构简单、输出轴刚度大、传动转矩范围更大的、极有应用价值的一种传动方式。在传动装置中，国内外大多采用的是齿轮传动及其变形，同时摆线针轮减速器等相继研制成功并推广使用。与齿轮减速器相比，连杆凸轮减速器的单级传动比大；借助一齿差原理大幅度提高了重合度，因而承载能力提高；高副处为滚动摩擦因而摩擦力小，机械效率高。采用的是一齿差原理，是一种传动比大，承

9、载能力大，机械效率高的传动装置。在摆线针轮减速器中转臂轴承受力较大，其转速又高于高速轴的转速，而且转臂轴承的尺寸又受到限制，故转臂轴承成为薄弱环节。为克服上述减速传动的缺点并保留其优点，实现机械传动装置的高性能、低成本和小型轻量化，从传动原理上创新了一种新型的连杆凸轮减速器，该减速器与近年来成功研制的双曲柄环板针摆行星减速器类似，不仅保留了环板式传动可省去输出机构而输出轴刚性好；转臂轴承由行星轮内移至行星轮外，尺寸不再受限制，从而传递的转矩可以较现有的摆线针轮减速器更大等优点，而且又保留了原摆线针轮行星减速器同时啮合齿数多，总法向力与总圆周力间夹角小、摆线轮与针轮齿均为硬齿面等本质上的优点，克

10、服了现有以渐开线为齿形的诸种环板式减速器难以避免的缺点。因此，连杆凸轮减速器是一种体积小、重量轻、传动比范围大、传动效率高、传动平稳、输出轴刚性大、传动转矩范围更大、并具有很高实用价值的新型减速器。1.1概述减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应的增大转矩，它是机械系统的重要组成部分，并直接影响机械系统的性能。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用在原动机和工作机或执行机构之间，起匹配转速和传递扭矩的作用，在现代机械中应用极为广泛，是一种不可缺少的机械传动装置此外；在某些场合，也有作增速的装置，并称为增速器。减速器是工程实际应用中常用的传动装置。就目前现有的机械

11、系统发展情况来看，一般的机械系统通常包括三部分：原动机部分，执行部分，传动部分，其中传动部分位于原动机与执行部分之间。由于机械的功能是各式各样的，所以要求的运动形式也是各式各样的。同时，所要克服的阻力也会随着工作情况而异。但是原动机的运动形式、运动及动力参数却是有限的，而且是确定的，这就提出了必须把原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动部分及运动参数问题，而这个任务就是传动部分来完成的，因此，传动系统是机械系统中不可缺少的重要部分。减速机的作用主要有：1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩。2）减速同时降低了负载的惯

12、量，惯量的减少为减速比的平方。减速机的工作原理：减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。1.2 减速器的分类减速器的种类很多，常见的减速器按其传动和结构特点可划分为以下几种：（1）齿轮减速器主要有圆柱齿轮减速器，圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器。（2）蜗杆齿轮减速器主要有圆柱蜗杆减速器，环面蜗杆减速器和锥蜗杆减速器（3）蜗杆齿轮减速器及齿轮蜗杆减速器（4）行星齿轮减速器（5）摆线针轮减速器（6）谐波齿轮

13、减速器蜗轮蜗杆减速机的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。谐波减速机的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。行星减速机其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。上述六种减速器已有标准系列产品，使用时只需结合传动功率，转速，传动比，工作条件和机器的总体布置等具体要求，从产品目录或有关手册中选择便可。新型减速器的研发将为用户提供更大的选

14、择范围，并为现有减速器增添一种新传动理论。1.3 减速器的综合评价指标减速器性能的综合评价指标体系是减速器的一项重要的技术要求，一台减速器性能的优劣完全是由其综合评价指标体系来体现的。往往产品在设计过程中必须遵循一定的指标，当设计完成后，又必须建立相应的评价体系看产品的实际情况可以达到多少。目前，减速器的评价体系包括以下几方面： （1）传动比传动比是减速器的重要指标，从而以满足减速要求，目前减速器的传动比种类很多，最小的可以是1，如果用三级圆柱齿轮减速器传动比可达到500。（2）效率 效率反映的是传动系统传递动力的能力大小的指标。（3）承载能力与效率相似，承载能力亦是传动系统的一个重要指标，它

15、反映装置在额定条件下，装置单位重量所传递扭矩的多少。（4）制造成本 按照通俗的看法对产品的要求就物美价廉，制造成本反映的是指价廉，一台产品必须在满足传动比、效率、承载能力、抗振、噪声以外，力求节约成本，这样才能在同类产品中具有竞争力。（5）振动和噪声振动、噪声也是机械系统的重要指标，降低噪声和振动不但可以延长机器寿命而且可以体现机器在结构上的紧凑性。1.4减速器的现状及发展趋势1.4.1减速器的国内外现状当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形

16、式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并己生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在

17、纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器(500kw以上)，多从国外 (如丹麦、德国等)进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点.但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积

18、小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。最近，南京理工大学研制出一种摆线谐波减速器，具有全新啮合齿廓，它既继承了谐波齿轮减速器体积小、重量轻、精度高、承载能力强的特点，又克服了谐波减速器减速比小于80不能应用的特点，减速比达30200，还具有摆线针轮减速器承载力强的特点。90年代初期，国内出现的如图1.1所示的三环 (齿轮)减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积 (或重量)比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。最近，北京理工大学研

19、制的“内平动齿轮减速器”，除具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量(或体积)比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。1.4.2少齿差行星齿轮传动技术研究现状少齿差行星齿轮传动是行星齿轮传动中的一种，由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副，它采用的是渐开线齿形，内外齿轮的齿数相差很小，故简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行星齿轮传动而言的。渐开线少齿差行星齿轮传动以其适用于一切功率、速度范围和一切工作条件

20、，受到了世界各国的广泛关注，成为世界各国在机械传动方面的重点研究方向之一。1960年左右，国外就开始探讨圆弧少齿数传动，到1970年代中期时候，日本己开始进行圆弧少齿差行星减速器的系列化生产。这种传动的特点在于:行星轮的齿廓曲线用凹圆弧代替了摆线，轮齿与针齿在啮合点的曲率方向相同，形成两凹凸高副接触。在摆线针轮行星减速器中，为了使输入轴达到静平衡和提高传动的承载能力，采用两个完全相同的奇数齿的摆线轮，两摆线轮的位置相差 安装在输入轴的双偏心套上。这是因为一方面只有采用奇数齿才能利用摆线轮齿高等于两倍偏心距的特点，以保证每一个摆线轮都能同时与针齿相啮合；另一方面由于同一减速器的两个摆线轮上的柱销

21、孔和齿廓同时精加工，采用奇数齿保证了两个摆线轮在同一时间既能与每一个柱销套同时接触，又能与针齿（套）相啮合。这样，摆线针轮传动的传动比和摆线轮齿数只能取成奇数，还会使摆线轮相对位置完全互换。在摆线针轮减速器中，为了减少摩擦损失，提高传动效率，采取了在摆线轮与双偏心套之间装了两个转臂轴承；在针齿销上装上可转动的针齿套；在柱销上装有可转动的柱销套等结构。为了使减速器能够正常工作，除精确地设计出摆线轮齿廓外，还要求零件有很高的制造精度。图1.2 三环传动减速器三环传动是一种新型的传动型式，它是将N型少齿差行星传动的中心内齿轮改作行星轮,将行星外齿轮改作中心轮而形成的新型行星传动装置。三环传动采用三相

22、并列平行双曲柄机构作为输入机构,因机构中存在虚约束,属于过约束超静定机构,因而用一般的刚体力学分析方法无法对机构进行完全受力分析,影响三环传动形式优越性“功率分流”的进一步发挥。本文通过对三环传动变形的分析和研究,提出了考虑环板拉压变形和输入轴弯曲变形的对称型三环减速器系统变形协调方程,建立了传动系统的受力分析模型,对该模型进行力分析;并且探讨了三环传动中的一些问题。三环减速器的传动原理如图1所示,它由低速输出轴1、两根高速偏心输入轴2、三片内齿环板3和外齿轮4构成。各轴均平行配置。三片传动环板之间呈180或120相位差布置,两根高速偏心输入轴2带动三片内齿环板3作平面运动。传动环板3上的内齿

23、轮与低速输出轴1上的外齿轮4相啮合,形成大速比,各轴可以单独或同时传输动力。为了考虑三环减速器惯性力和惯性力矩平衡,中间环板的厚度b2取为两侧环板厚度b1的两倍。三环减速器就是根据这种传动原理制成的减速器，它由三片相同的内齿环板带动一个外齿齿轮输出，故称为三环减速器，属平行轴动轴齿轮传动减速器，齿轮啮合运动属于动轴轮系，具有少齿差行星传动特征，输出与输入轴间平行配置，又有平行轴圆柱齿轮减速器的特征。具有承载和超承载能力强、传动比大、分级密集、效率高、结构紧凑、体积小、重量轻、装拆维修方便、适用性宽等一系列优点。可用于矿山、冶金、石油、化工、橡胶塑料、建筑、起重、运输、食品、轻工等行业。已经列入

24、我国冶金工业部部颁标准（YB/T791995），成为国家重点推广的科技产品22。但由于该种减速器问世时间不长，生产、设计经验不足，目前产品中存在着振动、噪声大，发热严重等问题。近年来对三环减速器深入研究的成果不断出现，通过研究逐步解决了上述一些主要问题：（1）研究了三环传动中内、外齿轮的齿数关系，解决了齿数的选择和正确装配条件 22-23。由于三环传动是一种特殊形式的渐开线行星传动，有三个行星轮（外齿轮）同时与一个内齿轮啮合，因此，为了能够满足装配要求，必须对内、外齿轮的齿数的选择加以一定的限制，否则，将出现不能装配或者即使能够装配，但由于加工误差的存在，会成为系统的动态激励，恶化系统的动力学

25、表现。（2）提出了一种三环减速器支撑轴的改进结构，分析了改进支撑轴的弹性变形协调条件并建立了改进结构的弹性动力学分析方程24。（3）在考虑内啮合齿轮副内外齿廓理论间隙、制造误差及轮齿弹性变形的基础上，建立了三环减速器实际接触齿对数及各齿间载荷分配的理论分析模型，计算出在额定载荷工作情况下的实际接触齿对数及各齿上的载荷分配，并利用应变测试方法进行了相应的实验研究，验证了理论分析计算的结果，为三环减速器承载能力的估算、齿轮几何参数的确定及主要零部件的强度分析计算提供了理论依据25-26。（4）提出了三环减速器的新型均载装置来实现均载和减振27。由于不可避免的制造安装误差及其传递功率时零件的变形，三

26、环减速器在工作时各片传动环板之间的载荷分配不均匀,尤其使用在重载高速机械设备上,输入速度提高不上去,否则机体振动剧烈、噪声严重,影响三环传动形式的进一步推广。2.电机选择2.1电动机选择（倒数第三页里有东东）2.1.1选择电动机类型2.1.2选择电动机容量电动机所需工作功率为：；工作机所需功率为：；传动装置的总效率为：；传动滚筒 滚动轴承效率 闭式齿轮传动效率 联轴器效率 代入数值得：所需电动机功率为：略大于 即可。选用同步转速1460r/min ；4级 ；型号 Y160M-4.功率为11kW2.1.3确定电动机转速取滚筒直径1.分配传动比（1）总传动比(2)分配动装置各级传动比取两级圆柱齿轮

27、减速器高速级传动比则低速级的传动比2.1.4 电机端盖组装CAD截图 图2.1.4电机端盖2.2 运动和动力参数计算2.2.1电动机轴 2.2.2高速轴2.2.3中间轴2.2.4低速轴2.2.5滚筒轴3.齿轮计算3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。3材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS，二者材料硬度差为40 HBS。4选小齿轮齿数，大齿轮齿数。取5初选螺旋角。初选螺旋角3.2按齿面接触强度设计由

28、机械设计设计计算公式（10-21）进行试算，即3.2.1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数1。（2）由机械设计第八版图10-30选取区域系数。（3）由机械设计第八版图10-26查得，则。（4）计算小齿轮传递的转矩。（5）由机械设计第八版表10-7 选取齿宽系数（6）由机械设计第八版表10-6查得材料的弹性影响系数（7）由机械设计第八版图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。13计算应力循环次数。（9）由机械设计第八版图（10-19）取接触疲劳寿命系数; 。（10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计第八版式（10-

29、12）得（11）许用接触应力3.2.2计算（1）试算小齿轮分度圆直径=49.56mm（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数 =2mmh=2.252.252=4.5mm49.56/4.5=11.01（4）计算纵向重合度0.tan=20.73（5）计算载荷系数K。已知使用系数根据v= 7.6 m/s,7级精度，由机械设计第八版图10-8查得动载系数由机械设计第八版表10-4查得的值与齿轮的相同，故由机械设计第八版图 10-13查得由机械设计第八版表10-3查得.故载荷系数11.111.41.42=2.2（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得（7）计算模数 3.3按齿根弯

30、曲强度设计由式（10-17）3.3.1确定计算参数（1）计算载荷系数。 =2.09（2）根据纵向重合度 ，从机械设计第八版图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数。（4）查齿形系数。由表10-5查得（5）查取应力校正系数。由机械设计第八版表10-5查得（6）由机械设计第八版图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ；（7）由机械设计第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ，；（8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S1.4,由机械设计第八版式（10-12）得（9）计算大、小齿轮的 并加以比较。=由此可知大齿轮的数值大。3.3.2设计计算对比计算结果，由齿面

31、接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿面齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，取2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100.677mm 来计算应有的齿数。于是由取 ，则 取 3.4几何尺寸计算3.4.1计算中心距a=将中以距圆整为141mm.3.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3.4.3计算大、小齿轮的分度圆直径3.4.4计算齿轮宽度圆整后取.低速级取m=3;由 取圆整后取表 1高速级齿轮：名称代号计 算 公 式 小齿轮大齿轮模数m22压力角2020分度圆直径d=227=54=2109=218齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径

32、表 2低速级齿轮：名称代号计 算 公 式 小齿轮大齿轮模数m33压力角2020分度圆直径d=327=54=2109=218齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径4.轴的设计4.1低速轴4.1.1求输出轴上的功率转速和转矩 若取每级齿轮的传动的效率,则4.1.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为圆周力 ,径向力 及轴向力 的4.1.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据机械设计第八版表15-3,取 ,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩, 查表考虑

33、到转矩变化很小,故取 ,则:按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5014-2003或手册,选用LX4型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 .半联轴器的孔径 ,故取 ,半联轴器长度 L=112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度.4.1.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 图4-1（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)根据联轴器为了满足半联轴器的轴向定位要示求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取挡圈直径D=65mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故1-2 段的长度应比 略

34、短一些,现取.2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30313。其尺寸为dDT=65mm140mm36mm，故 ；而。3）取安装齿轮处的轴段4-5段的直径 ；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取h=6mm ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及

35、便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取 低速轴的相关参数：表4-1功率转速转矩1-2段轴长84mm1-2段直径50mm2-3段轴长40.57mm2-3段直径62mm3-4段轴长49.5mm3-4段直径65mm4-5段轴长85mm4-5段直径70mm5-6段轴长60.5mm5-6段直径82mm6-7段轴长54.5mm6-7段直径65mm（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*h=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为L=63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；

36、同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。4.2中间轴4.2.1求输出轴上的功率转速和转矩4.2.2求作用在齿轮上的力（1）因已知低速级小齿轮的分度圆直径为：（2）因已知高速级大齿轮的分度圆直径为：4.2.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取 ,于是得：轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径。图 4-24.2.4初步选择滚动轴承.（1）因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据,由轴承产品

37、目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为dD*T=35mm72mm18.25mm，故，；（2）取安装低速级小齿轮处的轴段2-3段的直径 ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取。（3）取安装高速级大齿轮的轴段4-5段的直径齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。 4.2.5轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴

38、的周向定位均采用平键连接。按查表查得平键截面b*h=22mm14mm。键槽用键槽铣刀加工，长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。中间轴的参数：表4-2功率10.10kw转速362.2r/min转矩263.61-2段轴长29.3mm1-2段直径25mm2-3段轴长90mm2-3段直径45mm3-4段轴长12mm3-4段直径57mm4-5段轴长51mm4-5段直径45mm4.3高速轴4.3.1求输出轴

39、上的功率转速和转矩若取每级齿轮的传动的效率,则4.3.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为4.3.3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取 ,于是得：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 , 查表 ,考虑到转矩变化很小,故取 ,则:按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5014-2003 或手册,选用LX2型弹性柱销联轴器,其公称转矩为 .半联轴器的孔径 ,故取 ,半联轴器长度 L=82mm ,半联轴器与轴配合的

40、毂孔长度.4.4轴的结构设计4.4.1拟定轴上零件的装配方案图4-34.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联 轴器的轴向定位要示求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3 段的直径 ;左端用轴端挡圈,按轴端直径取挡圈直径D=45mm .半联轴器与轴配合的毂孔长度 ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上 而不压在轴的端面上,故 段的长度应比 略短一些,现取.2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游子隙组 、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。其尺寸为d*D*T=45mm*85mm*

41、20.75mm，故 ；而 ，mm。3）取安装齿轮处的轴段4-5段,做成齿轮轴；已知齿轮轴轮毂的宽度为61mm，齿轮轴的直径为62.29mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取。 5）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 查表查得平键截面b*h=14mm*9mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为L=45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为14mm9mm70mm，半联

42、轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。高速轴的参数：表4-3功率10.41kw转速1460r/min转矩1-2段轴长80mm1-2段直径30mm2-3段轴长45.81mm2-3段直径42mm3-4段轴长45mm3-4段直径31.75mm4-5段轴长99.5mm4-5段直径48.86mm5-6段轴长61mm5-6段直径62.29mm6-7段轴长26.75mm6-7段直径45mm5.齿轮的参数化建模5.1齿轮的建模（1）在上工具箱中单击按钮，打开“新建”对话框，在“类型”列表框中选择“零件”选项，在“子类型”列表框中选择“实体”选项，在“名称”文

43、本框中输入“dachilun_gear”，如图5-1所示。图5-1“新建”对话框2取消选中“使用默认模板”复选项。单击“确定”按钮，打开“新文件选项”对话框，选中其中“mmns_part_solid”选项，如图5-2所示，最后单击”确定“按钮，进入三维实体建模环境。图5-2“新文件选项”对话框（2）设置齿轮参数1在主菜单中依次选择“工具”“关系”选项，系统将自动弹出“关系”对话框。2在对话框中单击按钮，然后将齿轮的各参数依次添加到参数列表框中，具体内容如图5-4所示，完成齿轮参数添加后，单击“确定”按钮，关闭对话框。图5-3输入齿轮参数（3）绘制齿轮基本圆在右工具箱单击，弹出“草绘”对话框。选

44、择FRONT 基准平面作为草绘平面，绘制如图5-4所示的任意尺寸的四个圆。（4）设置齿轮关系式，确定其尺寸参数1按照如图5-5所示，在“关系”对话框中分别添加确定齿轮的分度圆直径、基圆直径、齿根圆直径、齿顶圆直径的关系式。2双击草绘基本圆的直径尺寸，将它的尺寸分别修改为、修改的结果如图5-6所示。 图5-4草绘同心圆 图5-5“关系”对话框 图5-6修改同心圆尺寸 图5-7“曲线：从方程”对话框（5）创建齿轮齿廓线1在右工具箱中单击按钮打开“菜单管理器”菜单，在该菜单中依次选择“曲线选项” “从方程” “完成”选项，打开“曲线：从方程”对话框，如图5-7所示。2在模型树窗口中选择坐标系，然后再从“设置坐标类型”菜