RV减速器设计.docx

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1、CAD/CAE/CAM 理论与应用一、初步设计11. 设计任务书12. 原始数据13. 传动系统方案的拟定1二、电动机的选择21. 电动机容量的选择22. 电动机转速的选择23. 电动机型号的选择2三、计算传动装置的运动和动力参数31. 传动比的安排32. 各轴转速计算33. 各轴功率计算34. 各轴转矩计算35. 将上述计算结果汇总于下表，以备查用4四、传动系统的总体设计41. 一级直齿轮传动的设计计算42. 摆线齿轮传动的设计计算73. 摆线齿轮三维建模8五、轴的设计131. 曲柄轴的设计132. 输入轴的设计14六、减速箱的润滑方式、润滑剂及密封方式的设计151、齿轮的润滑方式及润滑剂的

2、选择152、密封方式的选择16七、其他附件设计16八、运动仿真16九、设计心得20十、附图及附表20参考文献28I一、 初步设计1. 设计任务书CAD/CAE/CAM 理论与应用（1） 功率P：约 4.3kW；（2） 减速比i：81；（3） 输出轴转速n：5r/min；（4） 正反转输出回差：60arcsec；（5） 设计寿命：3000 小时；（6） 构造尺寸不超过：380mm200mm；7 效率：大于 85%；有效功率P = 4.3kW减速比i = 81输出轴转速n = 5r / min效率h 85%2. 原始数据表 1-1 原始数据题号RV 减速器设计参数功率P/kW输出轴转速n/( r/

3、min ) 减速比i4.35813. 传动系统方案的拟定图 1-1RV 传动简图1渐开线中心轮 2渐开线行星轮 3曲柄轴1CAD/CAE/CAM 理论与应用4摆线轮 5针齿 6输出盘 7针齿壳机架二、 电动机的选择依据设计任务书要求选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机，额定电压 380V1. 电动机容量的选择依据给定条件可知工作打算所需有效功率：P = 4.3kW2-1wP = 4.3kWw电动机输出功率公式为：P =nPwhhw2-2P = Pn式 中 的h为 电 动 机 到 工 作 机 轴 的 传 动 装 置 总 功 率 。h= h总g h 2r h ，依据机械综合课程设计附表A-5，取

4、各效率分bhh= 0.97别为：hg= 0.97 8 级闭式齿轮传动、r= 0.98 滚子轴承、gh= 0.98h= 0.9 0.95 摆线齿轮单级传动。b则传动装置的总效率为：h= h h 2 h= 0.97 0.982 0.95 0.885 2-3rh= 0.95bh 0.885总总grb电动机输出功率为wP = P=4.3 4.859kW2-4P 4.859kWnh0.885n因载荷平稳，电动机额定功率Ped只需大于Pn即可，查表可选择电动机的额定功率Ped= 5.5kwP = 5.5kwed2. 电动机转速的选择依据给定条件可知减速器输出转速为n = 5r / min2-5由于给定 R

5、V 减速器总传动比为i = 81 ，因此计算得电动机所需转n = 5r / min速应为n = i n = 5 81 = 405r / min 2-6dn = 405r / mind综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，打算承受同步转速为 750r / min 的 Y 系列三向异步电动机Y160M2-8，满载转速为720r / min 。3. 电动机型号的选择依据机械设计课程设计电动机类型、容量和转速，由电机产品2CAD/CAE/CAM 理论与应用名目或有关手册选定电动机型号为 Y160M2-8。其主要性能如表 2-1 所示。表 2-1 Y160M2-8 型电动机的

6、主要性能型号额 定满 载 转 速同步转速电 动 机 中外伸轴直径和长度功率/(rmin-1)(rmin-1)心高 H/mmD/mmE/mm/kwY160M5.5720750160421102-8三、 计算传动装置的运动和动力参数1. 传动比的安排RV 减速器的总传动比为：i = 81安排传动装置各级传动比为：i = 81i = i1 i ，为使针齿壳机架外形尺寸不至于过大，初选一级2行星齿轮传动比i1= 2.5 ，则摆线齿轮传动比i2= 32.4i = 2.512. 各轴转速计算依据给定条件可知输出轴转速： n = 5r / min ，则：i = 32.42n = 5r / min摆线齿轮转速

7、： n1= n = 5r / min ；n = n = 5r / min曲柄轴转速： n2输入轴转速： n3= n i12= n i21= 5 32.4 = 162r / min ；= 162 2.5 = 405r / min ；1n = 162r / min2n = 405r / min33. 各轴功率计算由机械设计课程设计查得滚子轴承传动效率hr= 0.98，8 级斜齿轮传动效率hg= 0.97，摆线齿轮单级传动hb= 0.95 ，则总效率：h= h h 2h= 0.97 0.982 0.95 0.885 ；总g rbh 0.885曲柄轴功率： P1= P hng= 4.859 0.97

8、4.713kW ；总P 4.713kW摆线齿轮功率： P2= P h 21r= 4.713 0.982 4.527kW ；1P 4.527kW输出轴功率： P34. 各轴转矩计算电机的输出转矩：= P h2b= 4.527 0.95 4.3kW 。2P 4.3kW33CAD/CAE/CAM 理论与应用=9550=9550=9550P4 . 859T =9550 n= 114 . 5 N m ；dnm曲柄轴转矩：405dT = 114 . 5 N m1T =9550 P1n4 . 713162=277 . 8 N m ；2摆线齿轮转矩：T1 =277 . 8 N mnP T =9550 224

9、. 5275=8646 . 5 N m ；1输出轴转矩：TP4 . 3Nm ；T2 =8646 . 5 N mn= 9550 w= 9550 w5= 8213T =8213 N mw5. 将上述计算结果汇总于下表，以备查用:表 3-1电动机轴各轴的相关参数曲柄轴摆线齿轮输出轴转速n /(r min-1 )40516255功率 P/kw4.8594.7134.5274.3转矩T /(Nm)114.5277.88646.58213传动比i2.532.41四、 传动系统的总体设计1. 一级直齿轮传动的设计计算（1） 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数考虑到一级小齿轮与输入轴为一体构造，则选大、

10、小齿轮材料均用38CrMoAIA，调质后氮化，255321HBS，8 级精度，软齿面。选小齿轮齿数Z1= 26 ,则大齿轮齿数Z2=Z i11=65 ，实际传动比i ” = Z 2= 2.5 = i 。Z 1 = 261Z11Z 2 =65（2） 按齿面接触疲乏强度设计闭式软齿面齿轮传动，承载力气一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲乏强度。i ” = 2.5 = i11 3E H e4-1d2KT u 1 Z ZZ 21yusdH4确定式中各项数值：CAD/CAE/CAM 理论与应用因载荷平稳，可初选载荷系数K t：= 1.5 ；P4.713T = 9.55 10 61=

11、9.55 10 6 1n4054-21= 111133 .7N mm由机械设计表 6-6，选取yd= 0.3 ；T = 111133 .7N mm1y= 0.3d由机械设计表 6-5，查得锻钢弹性系数Z = 189.8EMPa ；Z= 189 .8 MPaE由机械设计图 6-14，查得ZH由式= 2.51 ；Z = 2.51He= - 1 +1 cos b4-31.88a3.2 Z1Z2 计算得e a = 1.71 ；由机械设计图 6-13，查得Z e= 0.87 ； 由式e a = 1.71Z e= 0.87N = 60n jL4-411hNNi=14-521计 算 得 小、 大 齿轮工作

12、应力 循环 次数 N1N = 11664000 ；2= 29160000 、N = 291600001N = 11664000由机械设计图 6-15 查得ZN1= 1.2 ， ZN2= 1.252Z= 1.21由机械设计图6-16d，按小齿轮齿面硬度255321HBS 均值288HBS，N在 MQ 线和ML 线中间查得小齿轮接触疲乏极限sH lim 1= 750MPa ；同理， ZN2= 1.25由图 6-16d 查得大齿轮接触疲乏极限sH lim 2= 750MPa ，；取失效概率 ss= 750MPaH lim 1= 750MPaSH lim= 1，则s sZ=H lim 1 N= 900

13、MPa4-6H lim 2S= 1H limH 1 sS1H limZs H1= 900MPas=H lim 2 N 2H 2S= 937.5MPa4-7s = 937.5MPa取s H= 900MPaH limH2设计齿轮参数。将确定厚的各项数值代入设计公式，求得d2KT u 1 Z Z Z 2E1t 3 yudHe sH2 1.5 111133.7 2.5 + 1 189.8 2.51 0.872= 3= 69.1mm0.32.5 900 mmd = 49.83mm1t修正d1t ：5v = 1.47m / sv =pdCAD/CAE/CAM 理论与应用1t1An= 1.47m / s4-

14、8K = 160 1000由机械设计表 6-3 查得K= 1 ；K = 1.1VAK a = 1.2由机械设计图 6-7 查得K = 1.1；VK= 1.09由机械设计表 6-4 查得K a= 1.2 ；bK = 1.4388由机械设计图 6-10 查得K b = 1.09 ；则K =K K K KA Vab= 1 1.1 1.2 1.09 = 1.4388d = 68.15mm331d = dK = 69.1 1.4388 = 68.15mm 4-911tKtd1.5m = 2mmm =1=Z168.1526 2.6mm4-10a = 91mm由于需要保证齿轮分布均匀，因此由机械设计表 6-

15、1，选取第一系列标准模数m = 2mm齿轮主要(几何尺寸) ：()d = 52mma = mZ + Z122= 2 26 + 652= 91mm4-1112则小齿轮分度圆直径为：d= 130mmd = m Z11= 2 26 = 52mm4-12b = 20.445mm大齿轮分度圆直径为：B = 20mmd = m Z22= 2 65 = 130mm4-132B = 25mm依据计算出来的最小可用直径来计算齿宽为1b = y dd 1= 0.3 68.15 = 20.445mm4-14取B = 20mm ， B21= 25mm（3） 校核齿根弯曲疲乏强度2KTY e= 1.71aNs=1 e

16、Y Y s4-15Fbd m1 nFa SaFa= 20t计算当量齿轮端面重合度eaN由机械设计可知：= e 1.71aY= 0.69a= a = 20teZ= 26由机械设计式 6-13，得：V1Y = 0.25 +0.75= 0.25 +0.75= 0.694-16Z= 65V 2eZ= ZeaN= 261.71YFa1Y= 2.6= 1.6V 11Z= ZV 22= 65Sa1YFa2= 2.25由机械设计图 6-19、图 6-20 按Z V 查得：YSa2= 1.72YFa1YFa2= 2.6 ，YSa1= 2.25 ，YSa2= 1.6 ；= 1.72 ；Y= 0.95N 1Y= 0

17、.85N 2由机械设计图 6-21 查得YN 1= 0.95 ，YN 2= 0.85sF lim 1= 615MPa由机械设计图6-22c，按小齿轮齿面硬度255321HBS 均值288HBS， s= 615MPa在 MQ 线 上 查 得 sF lim 1F lim 2= 615MPa ； 同 理 ， 由 图 6-22c 查 得 S= 1.25F lim6sF lim 2= 615MPa，；取SCAD/CAE/CAM 理论与应用= 1.25 ；F lims F 1= 467.4MPas sY=F lim 1 N 1= 467.4MPa4-17s = 418.2MPaF 1 sSF 2F lim

18、Ys=F lim 2 N 2F 2S= 418.2MPa4-18F lim将确定出的各项数值代入弯曲强度检核公式，得s= 2 1.4388 111133.7 0.69 2.6 1.6F 135.7 52 24-19 s 441.32MPa 441.32MPa sF 1Y Y2.25 1.72F1s 410 .56MPas= sFa 2 Sa 2 = 441.32 F2F 2F 1Y YFa1Sa1 2.6 1.64-20 410.56MPa sF 2齿根弯曲疲乏强度足够。2. 摆线齿轮传动的设计计算（1） 选择齿轮材料和热处理、精度等级、齿轮齿数为了提高承载力气，并使构造紧凑，摆线轮、针齿销、

19、针齿套、柱销、柱销套均选用轴承钢GCr15，热处理硬度取 5862HRC。由于本设计里输入端为输入齿轮，输出端为轴， RV 减速器减速比为i =1 =1 ,因此减速器速比值R =1 = 81 ，依据公式R = 81i总81iR = 1 + Z 2 Z4-21pZ= 32=ZpZ311c可 计 算 出 针 轮 齿 数 Z p = 32 ， 即 摆 线 轮 齿 齿 数 为Z = Zcp- 1 = 31。（2） 摆线针轮传动的根本参数摆线针轮传动是以rp、b 、zcp作为根本参数，将其他各参数尽可能化为rp、b 及zcp的函数，在此引用一下两个参数： 短幅系数K = az1rp4-22pK 的取值不

20、同，摆线轮的齿形就不同，会影响传动的性能指标，所1以这是一个很重要的系数。K值既不宜取得过大，也不能取得过小。14-1：比较合理的 K1值应通过整机优化设计来确定，其推举用值列于表表 4-1 短幅系数K1推举用值7z= 31cCAD/CAE/CAM 理论与应用K = 0.81依据摆线轮齿齿数zc= 31，初选K1= 0.8 。 针径系数tK =x2drpr=p sinrrp180zp4-23K 2 = 1 时，针齿间没有间隙，为保证针齿与针齿壳的强度，针径系数一般不小于 1.251.4 。考虑到针齿弯曲强度， K 的最正确范围为2K= 1.5 2.0 ，最大不超过 4。针径系数K22的推举值列

21、于表 4-2：表 4-2 针径系数K推举用值2zpK2= 32= 1.5依据针轮齿数z= 32 ，初选p依据阅历公式= 1.5K2r = 161mmpr =0.58 1.33 T4-24pa = 6.5mm可计算得rp 161mm ；r = 11mmrp则依据公式4-22和4-23，可计算得中心距a = 4.025mm ， e= 0.09156r = 10.547mm ，取a = 4mm ， rrprp= 11mmmin由齿轮传动设计手册表 7-53 可查得ermin= 0.09156 ，由于K = 0.795rp = 0.065 e rminp， 因此该尺寸合理，不会发生顶切。1K = 1.

22、4342再依据圆整后的rp= 161mm ，a = 4mm ，rrp= 11mm 可计算出21K = 0.795 ， Kb = 1.434，均符合要求。rb = 19mmc由(0.1 0.2)cp可 得 摆 线 齿 轮 齿 宽b = 0.1rcp= 16.1mm ，由于需要安装轴承，因此齿宽需不小于轴承宽度，最终得bc= 19mm 。3. 摆线齿轮三维建模本设计里的其中一个难点是用CATIA 绘制出RV 减速器的摆线齿轮。由于 CATIA 没有自带的齿轮库和齿轮生成器，因此只能利用零件模块绘制齿轮，假设利用绘制渐开线齿轮的方法来画摆线齿轮，将会需要几十个点和 样条线才能画出比较标准的轮廓，这样

23、计算量及操作量很大，修改麻烦，不予以考虑，因此在这里我利用CATIA 的宏命令来绘制(摆) 线齿轮( )。首先确定好摆线齿轮短幅外摆线的参数方程4-25和式4-26：x t ， y0t ，即式08CAD/CAE/CAM 理论与应用tK zx = rsin z- z 1 sin zpt 4-250p cpctK zy = rcos z- z 1 cos zpt 4-260p cpc在这里可以知道需要前面计算的rp 、z c 、z p 、K 1这几个参数由上述计算可知：r = 161mm 、z pc= 31、zp= 32 、 K1= 0.795 ；则代入式4-25和式4-26可得x =t0.794

24、 32 t 262 sin-03132 sin 314-27y =t0.794 32 t 4-28262 cos-03132 cos 31 在 CATIA 安 装 文 件 夹 B20win_b64codecommand 中 找 到GSD_PointSplineLoftFromExcel.xsl 文件，如图 4-1 可以看到有 A、B、C 三列数据，分别为X、Y、Z 的坐标。图 4-1GSD_PointSplineLoftFromExcel.xsl 文件图建一个 Excel 表格，将式4-27和式4-28以分别填入A1、B1 中，在 D 列填充以 0 为初始值，30 为最终值，差值为 0.1 的

25、等差序列， 再将 A1、B1 中的参数t 替换成 D1 的数值，C 列数值全为 0，即以 0.1 的间隔来给摆线齿轮的短幅外摆线取点，再用样条线连接起来，形成较为精准的短幅外摆线；最终，利用填充命令，填充X、Y 点数值，形成 301 个点坐标，如图 4-2。图 4-2 数据填充接 下 来 将 填 充 得 到 的 301个 点 坐 标 对 应 复 制 进GSD_PointSplineLoftFromExcel.xsl 文件中；9CAD/CAE/CAM 理论与应用图 4-3 数据复制翻开 CATIA 软件，建一个 part，进入零件设计模块；图 4-4 建零件选择 GSD_PointSplineL

26、oftFromExcel.xsl 文件中的视图选项卡微软2023 版本，点击“宏”图 4-5 宏在弹出的对话框中选择“ Feuil1.Main”，单击“执行”后在对话框内填写“3”，单击“确定”，即可自动依据 301 个坐标点在 CATIA 中生成点和样条曲线。图 4-6 宏对话框图 4-7 选择对话框10CAD/CAE/CAM 理论与应用图 4-8 坐标点及样条线由于宏命令能生成的坐标点有限，不能完全生成完整的短幅外摆线， 只能通过生成一段短幅外摆线，再通过阵列来做出完整的短幅外摆线。将坐标点隐蔽，在 XY 平面上过原点绘制一条与 Y 轴夹角为 10的360线段L1及一条过原点与 L1夹角为

27、 的线段Lz2p，然后进入创成式外形设计，利用“分割”命令切出一个齿的短幅外摆线；图 4-9 绘制分割线图 4-10 分割短幅外摆线360利用旋转命令，将切出的一个齿的短幅外摆线绕Z 轴旋转 z，p勾选“确定后重复对象”复选框，确定后在对话框输入29，勾选“相对”复选框，点击确定生成各段短幅外摆线，再用接合命令将每一段短幅外摆线接合起来，最终生成摆线齿轮的短幅外摆线。图 4-11 旋转短幅外摆线图 4-12 重复命令11CAD/CAE/CAM 理论与应用图 4-13 接合短幅外摆线依照上述步骤生成了摆线齿轮的短幅外摆线，但是这不是我们最终需要的曲线，摆线齿轮的齿形轮廓称为齿廓线，是针齿沿着短幅

28、外摆线移动一周时，针齿最靠近摆线齿轮圆心的那个点所生成的曲线，因此短幅外摆线与齿廓线的各个点的最小距离即为针齿半径，在 CATIA 里可以通过短幅外摆线来生成齿廓线。由于 CATIA 里的创成式外形曲线模块里的偏移命令只能用于曲面， 因此我们先将短幅外摆线拉升确定的长度，形成短幅外摆面，由于前面计算得摆线齿轮齿宽bc= 19mm ，因此直接拉伸19mm 即可；图 4-14 拉伸短幅外摆线然后通过“偏移”命令来生成齿廓面，由上面计算简化得针齿半径rpr = 11mm ，因此将短幅外摆线像圆心偏移 11 mm ，即可得到齿宽为19mm 的齿廓曲面；图 4-14 偏移短幅外摆线生成齿廓曲面后，进入零

29、件设计模块，利用封闭曲面命令，将偏移出来的齿廓曲面封闭起来，再将多余的点线面隐蔽起来，至此摆线齿轮大致外形建模完成。12CAD/CAE/CAM 理论与应用图 4-15 封闭曲面图 4-16 摆线齿轮模型五、 轴的设计1. 曲柄轴的设计1 总结以上数据：s= 735MPabs= 540MPass= 355 MPa- 1t= 200 MPa- 1s= 70MPa-1()表(5-1 曲) 柄轴的参数()d= 30.17mmmin功率P KW2转矩T2N m转速n2r / min压力角4.713277.84816220d = d15= 30mm（2） 选择轴的材料轴的材料选 40Cr 钢，调质处理。其

30、机械性能由机械设计表 8-1 查得：s= 735MPa ，s= 540MPa ，s= 355 MPa ，b s- 1L = 16mmt= 200 MPa ， s- 1-1= 70MPa ，依据表 8-3，取A = 107 985（3） 初步确定轴的直径由公式初步估算轴的最小直径为：dminP3= A 2n2= 98 34.731 = 30.17mm16213CAD/CAE/CAM 理论与应用轴的最小直径就是所安装轴承的内径，因此同时选取 30206 圆 锥 滚 子 轴 承 ， 其 基 本 尺 寸 为d D B = 30mm 62mm 16mm ， 因 此 最 小 轴 径 为L = 69mm1d

31、 = d15= 30mm 。（4） 确定轴的各段直径和长度轴段和轴段为安装轴承段，直径应与所选轴承内径一样大，则d = d15= 30mm ，由于轴段仅需安装轴承，因此长度与轴承内圈宽度一样，为L5= B = 16mm ；轴段为正齿轮安装轴，因此轴段开有花键，便于与正齿轮连接，此外还需安装轴承，在轴承和正齿轮之间还有输出轴和主轴承，也即安装轴承外圈的轴体，厚度为2mm ，轴承预留间隙 为 20.75mm 因 此 轴 段 的 长 度 为L = C + B11+ 6mm + 20.75mm = 69mm ，其中轴段前端6 mm 处为能超过 r = r 30mm + 32mm + 4mm - 2mm

32、 = 33mm ，依据需要选 取 N 209 E 圆 柱 滚 子 轴 承 ， 其 基 本 尺 寸 为d D B = 45mm 85mm 19mm ，因此轴段和轴段的轴d =d = 45mm径为d = d = 45mm ，长度L = L = b = 19mm ；2424c轴段其实就是两个曲柄之间的间距，为了不让两个摆线齿轮相互摩擦，设置轴段长度为L = 2mm ，轴径为d = 45mm 。33轴各段直径和长度至此已初步确定， 曲柄轴总长为L= 125mm 。图 5-1 曲柄轴2. 输入轴的设计142L =2d =L =L曲柄轴4L = 19mm445mm2mm= 125mm卡环位置；轴段和轴段为

33、曲柄所在段，这两段直径长度一样，但是轴线各偏离轴段轴线 6.5mm ，这两段也需要安装圆柱滚子轴承，为了便利轴段和轴段上的圆柱滚子轴承内圈的安装拆卸，轴段和轴段的半径不得大于 d + A + a - 2mm ，即不224233曲柄轴1 总结以上数据：CAD/CAE/CAM 理论与应用()(表 5-2 )输入轴的参数()功率P KW2转矩T2N m转速n2r / min压力角4.859114.57640520（2） 选择轴的材料轴的材料选 40Cr 钢，调质处理。其机械性能由机械设计 s= 735MPa表 8-1 查得：s= 735MPa ，s= 540MPa ，s= 355 MPa ，bs=

34、540MPat= 200 MPab s = 70MPa s- 1s= 107 98 s，-1-1，依据表 8-3，取A= 355 MPa- 1（3） 初步确定轴的直径由公式初步估算轴的最小直径为：t -1s-1= 200 MPa= 70MPad= AminP = 98 32n324.859 22.4mm405dmin= 22.4mm由于输入轴的内部还需有安装电动机的槽，因此还需计算上电动机输出轴的尺寸d0= 38mm ，因此初选d1= 70mm ；4 确定轴的直径和长度输入轴需要齿轮来将输入的动力传递给正齿轮，由于输入齿轮的分度圆直径 d1= 52mm ，齿顶圆直径dk1= 56mm ，因此d = 56mm12d = 70mm将输入轴直接做成齿轮轴， 则输入轴齿轮局部直径为d = 56mm ，连接电机局部直径d12= 70mm ；由于输入轴几乎贯穿整个 RV 减速器，因此轴的长度需在曲柄轴的根底上再加上支撑法兰的厚度，主轴承为分别型角接触球轴 承 ， 型 号 为 7654 B ， 其 基 本 尺 寸 为d D B = 270mm 330