基于ProE的蝸輪蝸桿減速器設計及其運動仿真【i=30 Z1=2 Z2=60 D=300mm F=20000 V=0.8m-s】【說明書+CAD+PROE+仿真】

基于ProE的蝸輪蝸桿減速器設計及其運動仿真【i=30 Z1=2 Z2=60 D=300mm F=20000 V=0.8m-s】【說明書+CAD+PROE+仿真】,i=30 Z1=2 Z2=60 D=300mm F=20000 V=0.8m-s,說明書+CAD+PROE+仿真,基于ProE的蝸輪蝸桿減速器設計及其運動仿真【i=30,Z1=2,Z2=60,D=300mm,基于 設計 題目 基于 Pro/E 蝸輪蝸桿減速 器設計及其運動仿真 作者 學院 專業(yè) 學號 指導教師 二五年 五月 二十日 摘要 傳統的減速器設計通常以一些設計手冊為依據，根據經驗并運用公式進行設計。 設計中存在很大的局限性。通常設計與制造過程不平行，如果設計出來的產品零部件 裝配失敗只能重新設計，重新裝配來檢驗產品的合規(guī)性。為了解決減速器的設計周期 長，設計成本高，傳動質量較低等問題，本文以蝸輪蝸桿減速器設計為例，采用參數 設計并利用 Pro/Engineer 軟件實現減速器的設計、建模、裝配。相對于產品而言，我 們可以把它看成幾何模型，而無論多么復雜的幾何模型，都可以分解成有限數量的構 成特征，而每一種構成特征，都可以用有限的參數完全約束，這就是參數化的基本概 念。Pro/Engineer 操作軟件是美國參數技術公司（PTC)旗下的 CAD/CAM/CAE 一體化的 三維軟件。Pro/Engineer 軟件以參數化著稱，是參數化技術的最早應用者，在目前的 三維造型軟件領域中占有著重要地位。Pro/Engineer 作為當今世界機械 CAD/CAE/CAM 領域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣，是現今主流的 CAD/CAM/CAE 軟件之一，特別 是在國內產品設計領域占據重要位置。本文利用 Pro/Engineer 對蝸輪蝸桿進行參數化 設計并實體建模裝配設計。 設計思路：（1）通過對單級蝸桿減速器工作狀況和設計要求對其結構形狀進行分 析，得出總體方案（2）按總體方案對各零部件的運動關系進行分析得出單級蝸桿減速 器的整體結構尺寸（3）以各個系統為模塊分別進行具體零部件的設計校核計算，得出 各零部件的具體尺寸（4）用 Pro/E 實體建模各個零件并形成總裝配。 關鍵詞：減速器；參數化；Pro/Engineer；建模 i ABSTRACT Traditional gearbox design is usually based on some design manual, according to the experienceand the use of formula design. There is a lot of limitations in design. Usually design and manufacturing process are not parallel, if design of products, parts and components assembly failure can only be re design, re assembly to test the product compliance. In order to solve the deceleration device design cycle is long, high design cost, low transmission quality problem, this paper takes the worm and worm gear deceleration device design as an example, the design parameters and the use of pro / engineer software implementation of reducer design, modeling and assembly. Compared with the product, we can regard it as geometric model, and no matter how complex geometric model can decomposed into a finite number of composition characteristics, and each composition characteristics can be fully constrained to a limited number of parameters, this is parameterized basic concepts. Pro/engineer software is a parametric technology corporation ptc (ptc) cad/cam/cae software integration under the. Pro / engineer software parametric is known, is the earliest application of parametric technology, in the present three-dimensional modeling software occupies an important position. Pro / engineer as one of the worlds mechanical cad / cae / cam in the field of new standards and industry recognition and promotion, is one of todays mainstream cad / cam / cae software, especially to occupy an important position in the field of domestic product design. In this paper by using pro/engineer parametric design andsolid modeling assembly design of worm gear. Design ideas: (1) by single stage worm deceleration machine work condition and design requirements on its structure and shape analysis and draws the overall scheme (2) according to the overall plan of various parts movement relationship of analysis of single stage worm deceleration is the dimension of the structure (3) to each system module are specific components of the design and checking calculation, that various components of the specific size (4) with various components of the Pro / E modeling and the formation of the general assembly. KeyWords: reducer; parameterization; Pro/Engineer; modeling ii 目 錄 第一章 緒論 .1 1.1 蝸輪蝸桿減速器簡介 . 1 1.2 基于 PRO/ENGINEER 的設計意義 .1 第二章 總體方案確定 .2 2.1 已知參數 .2 2.2 傳動裝置總體設計 .2 第三章 電動機的選擇和動力學參數計算 .3 3.1 電動機類型的選擇 .3 3.2 電動機功率的選擇 .3 3.3 確定電動機型號 .3 3.4 計算各級的傳動比 .4 3.5 運動參數計算 .5 第四章 傳動零件的設計計算 .7 4.1 蝸桿蝸輪的選擇 . 7 4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 .7 4.3 蝸桿與渦輪的主要參數與尺寸 .8 第五章 渦輪蝸桿基本尺寸設計 .12 5.1 蝸桿基本尺寸設計 .12 5.1.1 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑 .12 5.1.2 計算轉矩 .12 5.1.3 軸的結構設計 .12 5.1.4 PRO/E 建模蝸桿外形 .13 5.2 蝸輪基本尺寸設計 .13 5.2.1 蝸輪結構及基本尺寸表 .13 5.2.2 PRO/E 建模渦輪外形 .14 第六章 渦輪軸的尺寸設計與校核 .15 6.1 軸的直徑與長度的確定 .15 6.2 軸的受力分析 .16 6.3 軸的校核計算 .18 第七章 滾動軸承的選擇及校核計算 .20 7.1 計算輸入軸軸承 .20 7.2 計算輸出軸軸承 .21 第八章 減速器箱體的結構設計 .23 iii 8.1 箱體尺寸的計算 .23 8.2 確定齒輪位置和箱體內壁線 .24 第九章 減速器其他零件的選擇 .26 9.1 鍵選擇 .26 9.2 軸承選擇 .26 9.3 密封圈選擇 .27 9.4 彈簧墊圈選擇 .27 第十章 減速器的潤滑 .28 第十一章 PRO/E 建模減速器及分析 .29 11.1 PRO/E 建模減速器其它附件和總裝 .29 11.2 使用 PRO/E 進行干涉分析 .32 第十二章 結論 .36 參考文獻 .37 致 謝 .38 - 0 - 第一章 緒論 1.1 蝸輪蝸桿減速器簡介 蝸 輪 蝸 桿 減 速 機 是 一 種 動 力 傳 動 機 構 ， 利 用 齒 輪 的 速 度 轉 換 器 ， 將 電 機 （ 馬 達 ） 的 回 轉 數 減 速 到 所 要 的 回 轉 數 ， 并 得 到 較 大 轉 矩 的 機 構 。 在 目 前 用 于 傳 遞 動 力 與 運 動 的 機 構 中 ， 減 速 機 的 應 用 范 圍 相 當 廣 泛 。 在 各 式 機 械 的 傳 動 系 統 中 都 可 以 見 到 它 的 蹤 跡 ， 從 交 通 工 具 的 船 舶 、 汽 車 、 機 車 ， 建 筑 用 的 重 型 機 械 ， 機 械 工 業(yè) 所 用 的 加 工 機 具 及 自 動 化 生 產 設 備 ， 到 日 常 生 活 中 常 見 的 家 電 ， 鐘 表 等 等 .其 應 用 從 大 動 力 的 傳 輸 工 作 ， 到 小 負 荷 ， 精 確 的 角 度 傳 輸 都 可 以 見 到 減 速 機 的 應 用 ， 且 在 工 業(yè) 應 用 上 ， 減 速 機 具 有 減 速 及 增 加 轉 矩 功 能 。 因 此 廣 泛 應 用 在 速 度 與 扭 矩 的 轉 換 設 備 。 1.2 基于 Pro/ENGINEER 的設計意義 Pro/E 是美國 PTC 公司開發(fā)的 CAD/CAE/CAM 軟件，自 1988 年問世以來，已成為 全世界最普及的三維 CAD/CAM 系統。Pro/E 第一個提出了參數化設計的概念，并且 采用了單一數據庫來解決特征的相關性問題。另外，它采用模塊化方式，用戶可以 根據自身的需要進行選擇，而不必安裝所有模塊。Pro/E 的基于特征方式，能夠將 設計至生產全過程集成到一起，實現并行工程設計。它不但可以應用于工作站，而 且也可以應用到單機上。 Pro/E 采用了模塊方式，可以分別進行草圖繪制、零件制 作、裝配設計、鈑金設計、加工處理等，保證用戶可以按照自己的需要進行選擇使 用。Pro/E 能進行有限元分析，幫助設計出高質量的產品。動態(tài)仿真可快速、準確 地檢測零部件的干涉、物理特征，模擬使用產品的操作過程，直觀顯示存在問題的 區(qū)域及相關的零部件，指導設計者直接、快速地修改模型，從而縮短修改時間，提 高設計效率。 - 1 - 第二章 總體方案確定 2.1 已知參數 總傳動比：I=30 Z1=2 Z2=60 卷筒直徑：D=300mm 運輸帶有效拉力：F=20000N 運輸帶速度：V=0.8m/s 工作環(huán)境：三相交流電源、清潔環(huán)境、常溫連續(xù)工作 2.2 傳動裝置總體設計 根據要求設計渦輪蝸桿減速器，傳 動路線為：電機連軸器減速器 連軸器帶式運輸機。(如右圖所 示) 根據生產設計要求可知，該蝸桿的 圓周速度 V45m/s，所以該蝸桿減 速器采用蝸桿下置式見，采用此布置結 構，由于蝸桿在蝸輪的下邊，嚙合處的 冷卻和潤滑均較好。蝸輪及蝸輪軸利用 平鍵作軸向固定。蝸桿及蝸輪軸均采用 圓錐滾子軸承，承受徑向載荷和軸向載 荷的復合作用，為防止軸外伸段箱內潤 滑油漏失以及外界灰塵，異物侵入箱內， 在軸承蓋中裝有密封元件。減速器的結構包括電動機、蝸輪 圖 2.1 傳動裝置總體設計圖 蝸桿傳動裝置、蝸輪軸、箱體、滾動軸承、檢查孔與定位銷等附件、以及其他標準 件等。結構如右圖 2.1 所示。 1 2 3245 1電動機 2聯軸器 3蝸輪蝸桿減速器 4卷筒 5運輸帶 - 2 - 第三章 電動機的選擇和動力學參數計算 3.1 電動機類型的選擇 由于設計要求采用三相交流電源，可考慮采用 Y 系列三相異步電動機。三相異 步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優(yōu)點。一般 電動機的額定電壓為 380V 根據生產設計要求，該減速器卷筒直徑 D=300mm。運輸帶的有效拉力 F=20000N，帶速 V=0.8m/s，工作環(huán)境：電源為三相交流電，清潔環(huán)境，常溫下連續(xù) 工作。 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為 380V，Y 系列。 3.2 電動機功率的選擇 （1）傳動裝置效率選擇 聯軸器效率（兩個） 1=0.99 滾子軸承效率（三對） 2=0.99 蝸桿傳動效率 3=0.75 傳動滾筒效率 4=0.96 傳動裝置的總效率： 總 = 12 23 3 4=0.9920.9930.750.96 =0.6847 (3.1) （2）電機所需的功率 傳動滾筒所需功率 KW (3.2)1608.1Fvpw 電動機輸出功率 KW (3.3)37.2684.總wd （3）確定電動機轉速 傳動滾筒工作轉速 r/min (3.4)93.5038.1010DVw - 3 - 3.3 確定電動機型號 根據容量和轉速，按機械設計基礎課程設計 王志偉 夢玲琴 主編 北京理 工大學出版社，第 118 頁表 13-1 可查得所需的電動機 Y 系列三相異步電動機技術數 據，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表 3-1: 表 3.1 四種傳動比方案 電動機轉速 r/min 方案 電動機型號 額定功率 kw 同步轉速 滿載轉速 額定轉矩 1 Y200L1-2 30 3000 2950 2.0 2 Y200L-4 30 1500 1470 2.0 3 Y225M-6 30 1000 980 1.8 4 Y250M-8 30 750 735 1.8 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第 1 方案比較適合。因此選定電動機機型號為 Y200L1-2。其主要性能如表 3-2： 表 3.2Y200L1-2 主要性能 3.4 計算各級的傳動比 （1）總傳動比 40i總 （2）電動機與蝸桿之間的傳動比 1i （3）蝸輪與蝸桿之間的傳動比 (3.5)3026n12zi 中心高 H 外形尺寸 L（AC/2AD） HD 底角安裝 尺寸 AB 地腳螺栓孔 直徑 K 軸身尺 寸 DE 裝鍵部位 尺寸 FGD 200 775（420/2315 ）475 318305 19 55110 16495 5 - 4 - （4）蝸輪與滾筒之間的傳動比 13i 3.5 運動參數計算 （1）電動機軸的轉速、輸入功率與轉矩 n0=1470r/min P0 = Pd=23.37kw N .m (3.6)83.15470.2950nPT （2）蝸桿軸的轉速、輸入功率與轉矩 r/min (3.7)110i P1 = P0 1=23.370.99=23.14KW (3.8) N .m (3.9)3.15047.2951nT （3）蝸輪軸的轉速、輸入功率與轉矩 r/min (3.10)93021i P2 = P1 2 3= 23.140.990.75 =17.18KW (3.11) Nm (3.12)63.4891.75092nT （4）傳動滾筒軸的轉速、輸入功率與轉矩 r/min (3.13)4132i P2 = P1 1 2=17.180.990.99=16.84KW (3.14) Nm (3.15)71.32849.65093nT - 5 - 運動參數計算結果整理于表 3-3： 表 3.3 運動參數計算結果 功率 P（kw） 轉矩 T （Nm）軸名 輸入 輸出 輸入 輸出 轉速 n（r/min ） 傳動比 i 效率 電動機軸 23.37 151.83 1470 蝸桿軸 23.14 22.91 150.33 148.83 1470 1 0.99 蝸輪軸 17.18 17.01 3348.63 3315.14 49 30 0.74 滾筒軸 16.84 16.67 3281.71 3248.89 49 - 6 - 第四章 傳動零件的設計計算 4.1 蝸桿蝸輪的選擇 （1）蝸桿傳動類型 GB/T 10085-1988.阿基米德蝸桿（ZA） （2）選擇蝸輪蝸桿材料及精度等級 蝸桿的材料采用 45Gr，表面淬火 4555HRC，蝸輪鑄錫磷青銅 ZcuSn10P1,金屬 模鑄造。從 GB/T10089-1988 圓柱蝸輪蝸桿精度中選擇 8 級精度。側隙種類為 f,標 注為 8f GB/T 10089-1988。 4.2 按齒面接觸疲勞強度設計 （1）確定主要參數 352Z （2）按齒面接觸疲勞強度設計 傳動中心距 (4.1)3 22HEZKTa （3）蝸桿上的轉矩 2T Nmm (4.2)34860491.705.105.9 6262 nP （4）載荷系數 K 因工作時載荷平穩(wěn)，故查表 6-7 知齒向載荷分布系數 =1，使用系數K =1.15，由于轉速不高，沖擊不大，動載系數 =1.0AK V 故 = =11.151.0=1.15 (4.3)KA （5）材料的彈性影響系數 EZ 鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故 Mpa10 - 7 - （6）接觸系數 Z 先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值 =0.3，可從圖 11-18 可查得1dd1 =3.1Z （7）許用接觸應力 H 蝸輪材料：鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1,金屬模鑄造。蝸桿螺旋齒面硬度45HRC,查 表 11-7 知渦輪的基本許用應力 =268Mpat 應力循環(huán)系數 (4.4)82 104.63014960hLjnN 壽命系數 (4.5)72.8NKH 則 = =0.72x268=192.96Mpa (4.6)t （8）計算中心距 a = 3 22HEZKT3 296.13048615. =294.12mm (4.7) 取中心距 a=300mm,因 =2，故從機械設計第八版表 11-2 中取模數 m=8,蝸1 桿分度圓直徑 =104mm，q=13，這時 =0.347，從 機械設計第八版圖 11-18 中1dad1 可查的接觸系數 ,因此以上計算結果可用。Zt 4.3 蝸桿與渦輪的主要參數與尺寸 (1)蝸桿 軸向齒距 mm (4.8)13.25mPa 直徑系數 (4.9)1dq - 8 - 齒頂圓直徑 mm (4.10)1208042*11 mhddaaa 齒根圓直徑 .2*11 chaff =84.8mm (4.11) 分度圓導程角 (4.12)qz1arctn75.8 軸向齒厚 mm (4.13)6.12msa 齒寬 mm (4.14)4.021zb 取 mm145b (2)蝸輪 分度圓直徑 mm (4.15)48062mzd 變位系數 (4.16)1212dax 喉圓直徑 mm (4.17)52*22 xhmhdaaa 齒根圓直徑 mm (4.18)8.46*2*22 caff 外圓直徑 mm (4.19)5.12mdae 咽喉母圓半徑 mm (4.20)422agr 齒寬 - 9 - mm (4.21)901275.0.12 adb 螺旋角 (4.22).82 齒寬角 (4.23)6.19arcsin2db 故取 120 （3）校核齒根彎曲疲勞強度 (4.24)FFaFYmdKT2153. 當量齒數 (4.25)14.6cos32zv 根據 =1， =62.14。從機械設計第八版圖 11-19 查的齒形系數2x2vz =1.972FaY 螺旋角系數 (4.26)9375.014.801Y 許用變應力 (4.27)FHtFK 從機械設計第八版表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用應力 =56Mpa。tF 壽命系數 =0.620 (4.28)9 610NKFH =56X0.620Mpa=34.72Mpa (4.29) = Mpa0.8,因此不用重算。 - 11 - 第五章 蝸輪蝸桿基本尺寸設計 5.1 蝸桿基本尺寸設計 根據電動機的功率 P=23.37kw，滿載轉速為 1470r/min，電動機軸徑 =55mm，軸伸長 E=110mm，蝸桿軸選用 45Gr，調質處理，硬度硬度 HBS=230。電 機d 5.1.1 初步估計蝸桿軸外伸段的直徑 最小直徑估算 (5.1)18.3047.21033min pAd 5.1.2 計算轉矩 N.m (5.2)60.17483.51.0KTc 查表 GB/T5014-1955 選用 HL3 號彈性銷柱聯軸器，標準孔徑 d=48。 軸承和鍵 根據參考文獻機械設計基礎課程設計 王志偉 夢玲琴 主編 北京理工大學 出版社出版第 155 頁表 14-35 可查得軸伸處用 C 型普通平鍵聯接，實現周向固定。 第 189 頁采用角接觸球軸承，并采用凸緣式軸承蓋，實現軸承系兩端單向固定，用 A 型普通平鍵連接蝸輪與軸。 5.1.3 軸的結構設計 （1）徑向尺寸的確定 從軸段 d1=48mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在 （0.07 0.1）d 范圍內， h（0.07 0.1）d1=（3.36 4.8）mm，取 h=4mm 取 d2=56mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=65mm 且 d7=d3=65mm，查機械零件設計手冊選定軸承型號為 7013C；d6 為軸承肩，軸承 軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取 d6=71mm；d6 取蝸桿齒頂圓直徑 d5=120mm。 （2）軸向尺寸的確定 由 GB/T4323-2002 查聯軸段長度 52mm，與軸承配合的軸段長度，查軸承寬度為 - 12 - 12mm，取擋油板厚為 1mm，其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸桿端面與 箱體的距離取 1015mm，軸承端面與箱體內壁的距離取 5mm；分箱面取 5565mm， 軸承蓋螺釘至聯軸器距離 1015mm，軸承環(huán)寬度為 18mm ，蝸桿軸總長 352mm。 5.1.4 Pro/E 建模蝸桿外形 圖 5.1 蝸桿外形 5.2 蝸輪基本尺寸設計 5.2.1 蝸輪結構及基本尺寸表 蝸輪采用螺栓連接式，其齒圈與輪芯用鉸制孔螺栓連接，便于拆卸,輪芯選用灰 鑄鐵 HT200，輪緣選用鑄錫青銅 ZcuSn10P1（mm） 蝸輪結構及基本尺寸如下表 5.1 表 5.1 蝸輪結構及基本尺寸表 單位（mm）2d1a2fd2e2b2 480 512 465.8 524 90 75.810 - 13 - 5.2.2 Pro/E 建模渦輪外形 圖 5.2 渦輪外形圖 - 14 - 第六章 渦輪軸的尺寸設計與校核 6.1 軸的直徑與長度的確定 蝸輪軸的材料為 45Gr 并正火處理 Mpa， Mpa，且蝸輪軸上裝60b51b 有滾動軸承，蝸輪，軸套，密封圈、鍵等。 （1）按扭轉強度，初步估算軸的最小直徑 mm (6.1)56.74918.0332npAd 又因軸上有鍵槽所以 d 增大 5%，則 d=80mm 所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用 HL5 彈性柱銷聯軸器，標準孔徑 d=80mm，即軸 伸直徑為 80mm。 （2）徑向尺寸的確定 從軸段 d1=80mm 開始逐漸選取軸段直徑，d2 起固定作用，定位軸肩高度可在 （0.07 0.1）d 范圍內， h（ 0.07 0.1）d1=（5.6 8）mm，取 h=6mm，d2=92mm；d3 與軸承的內徑相配合，為便與軸承的安裝，取 d3=95mm，查 機械零件設計手冊選定軸承型號為 7019C，d4 與蝸輪孔徑相配合且便于蝸輪安 裝。按標準直徑系列，取 d4=100mm；d5 起蝸輪軸向固定作用，由 h=（0.07 0.1） d4=（0.07 0.1）100=(710)mm，取 h=7mm，d5=114mm ；d7 與軸承配合，取 d7=d3=95mm；d6 為軸承肩，軸承軸向固定，符合軸承拆卸尺寸，查軸承手冊，取 d6=100mm。 （3）軸向尺寸的確定 與聯軸器相配合的軸段長度，L1=120mm。對蝸輪 =90mm 取軸長段 L4= -(2 3)2b2b mm=88mm,對定位軸肩 L5=1.4h=1.4X7=9.8mm,取整則 L5=10mm。7019C 型軸承其軸承 寬度 B=24mm，故 L7=25mm. 其他軸段的尺寸長度與箱體等的設計有關，蝸輪端面與 箱體的距離取 1015mm，軸承端面與箱體內壁的距離取 5mm；分箱面取 5565mm， 軸承蓋螺釘至聯軸器距離 1015mm，初步估計 L2=55mm，軸承環(huán)寬度為 8mm，兩軸 承的中心的跨度為 144mm，取 L6=20mm，軸的總長為 344mm。 （4）聯軸器及鍵的選擇 根據參考文獻機械設計基礎課程設計 王志偉 夢玲琴 主編 北京理工大學 出版社出版第 155 頁查得 與聯軸器連接鍵為普通平鍵 GB/T10962003 C 型鍵 2214； 與渦輪連接鍵為普通平鍵 GB/T10962003 A 型鍵 2816； - 15 - 聯軸器上鍵槽深度 ，蝸輪軸鍵槽深度 2.045t 2.01t （5）軸的詳細尺寸 軸的詳細尺寸如下圖 6.1，注：圖中尺寸單位為 mm 95mm 為軸與軸承配合直徑 98mm 為軸與蝸輪配合尺寸 圖 6.1 軸的詳細尺寸圖 6.2 軸的受力分析 軸的受力分析圖 aF2RT tr 1RF 2RF 圖 6.2 軸的受力分析圖 X-Y 平面受力分析 tF 1RFa2RFT 圖 6.3X-Y 平面受力分析圖 - 16 - X-Z 平面受力圖 rF 1RF2RF 圖 6.4 X-Z 平面受力圖 水平面彎矩 NmMYX/ 6983.32 3562.36 72 72 175 8639.69 圖 6.5 水平面彎矩 NmMYX/ 垂直面彎矩 NmMZX/ 251.98 圖 6.6 垂直面彎矩 NmMZX/ 當量轉矩 T T=563.10Nm 圖 6.7 當量轉矩 T - 17 - 合成彎矩 NmMZXY/22 536.95 396.65 356.63 圖 6.8 合成彎矩 M 6.3 軸的校核計算 軸材料為 45Gr， ， ， Mpab650paS360pab51 蝸輪的分度圓直徑 =480mm； 2d 轉矩 =3348630Nmm2T 蝸輪的圓周力 N (6.2)63.195248032dTFt 蝸輪的徑向力 =13952.63tan20=503.96N (6.3)tanr 蝸輪的軸向力 N (6.4)36.1420521dTFa 軸承支反力 N (6.5).9821tRF 垂直面反力 N (6.6).5121rR 水平面 X-Y 受力圖如圖 6-3 垂直面 X-Z 受力圖如圖 6-4 - 18 - 計算彎矩 水平面 X-Y 彎矩 N.m (6.7)95.0271RXYFM 垂直面 X-Z 彎矩 N.m (6.8).2RXZ 當量轉矩 563.10N.m (6.8)69.510pTn 當量轉矩圖如圖 6-7 合成彎矩 N.m (6.8)95.362.195.02 XZYM 合成彎矩圖如圖 6-8 轉矩產生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取 0.6，軸 d5 處的當量彎矩為 N.m (6.8)65.8910.563.9.5362222 aTec 校核危險截面 d5 處的強度 Mpa =55MPa (6.8).14.081.0335dMeceb1 所以安全。 Pro/E 建模軸如圖 6.9 圖 6.9 軸 - 19 - 第七章 滾動軸承的選擇及校核計算 軸承預計壽命： 1030016=48000 小時 7.1 計算輸入軸軸承 （1）已知條件 已知 =1470r/minn 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=115.25N 初選兩軸承為角接觸球軸承 7013C 型 根據教材 P322 表 13-7 得軸承內部軸向力 FS=0.68FR （7.1） 則 FS1=FS2=0.68FR1=78.37N （2）求軸承的軸承力 FS1+Fa=FS2 （7.2） Fa=143.35 故任意取一端為壓緊端，現取 1 端為壓緊端 FA1=FS1=78.37N FA2=FS2=221.72N （3）求系數 x、y FA1/FR1=78.37N/115.25N=0.68 （7.3） FA2/FR2=221.72N/115.25N=1.92 （7.4） 根據教材 P321 表 13-5 得 e=0.68 FA1/FR1e x2=1 y2=0 （4）計算當量載荷 P1、P2 根據教材 P321 表 13-6 取 fP=1.1 根據教材 P320 式 13-8a 得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(1115.25+0)=126.775N （7.5） - 20 - P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1(1115.25+0)=126.775N （7.6） （5）軸承壽命計算 P1=P2 故取 P=126.775N 角接觸球軸承 =3 根據手冊得 7013C 型的 Cr=23000N 由教材 P320 式 13-5a 得 Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/1440(123000/126.775)3 =3216949974h48000h （7.7） 預期壽命足夠 7.2 計算輸出軸軸承 （1）已知條件 已知 n=54.68r/min = 760N, FR=FNH1=1686.13N2aF 試選 7019C 型角接觸球軸承 根據教材 P322 表 13-7 得 FS=0.68FR，則 FS1=FS2=0.68FR=0.681686.13=1146.57N （7.8） （2）計算軸向載荷 FA1、FA2 FS1+ =FS2 2aF = 760N 任意用一端為壓緊端，1 為壓緊端，2 為放松端 兩軸承軸向載荷 FA1=1146.5N FA2= FS1+ =1906.5N2aF （3）求系數 x、y FA1/FR1=1146.5/1686.13=0.68 （7.9） FA2/FR2=1906.5/1686.13=1.13 （7.10） 根據教材 P321 表 11-8 得 e=0.68 FA1/FR1e x2=1 y2=0 （4）計算當量動載荷 P1、P2 根據表 P321 表 13-6 取 fP=1.1 根據式 13-8a 得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(11686.13)=1854.743N （7.11） P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(11686.13)= 1854.743N （7.12） (5)計算軸承壽命 LH P1=P2 故 P=1854.743 =3 根據手冊 P71 7019C 型軸承 Cr=30500N 根據教材 P320 表 13-4 得 ft=1 根據教材 P320 式 13-5a 得 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/54.68(130500/1854.743) 3 =1355674.4h48000h （7.13） 此軸承合格，預期壽命足夠。 - 22 - 第八章 減速器箱體的結構設計 8.1 箱體尺寸的計算 根據參考文獻機械設計基礎課程設計 王志偉 夢玲琴 主編 北京理工大 學出版社出版第三章第 30 頁具體見表 7.1 表 7.1 箱體的結構尺寸 設計內容 計 算 公 式 計算結果 箱座壁厚度 =12mm8304.a a 為蝸輪蝸桿中心距 取 =12mm 箱蓋壁厚度 1 =0.8512=10mm5.1 取 1=10mm 機座凸緣厚度 b b=1.5=1.512=18mm b=18mm 機蓋凸緣厚度 b1 B1=1.5 1=1.510=15mm b1=15mm 機蓋凸緣厚度 P P=2.5=2.512=30mm P=30mm 地腳螺釘直徑 d d=20mm d=20mm 地腳沉頭座直徑 D0 D0=30mm D0=30mm 地腳螺釘數目 n 取 n=4 個 取 n=4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 d1= 14mm d1=14mm C1=24mm C1=24mm剖分面凸緣尺寸（扳手空 間） C2=20mm C2=20mm 上下箱連接螺栓直徑 d2 d2 =10mm d2=10mm 上下箱連接螺栓通孔直徑 d2 d2=11mm d2=11mm 上下箱連接螺栓沉頭座直 徑 D0=20mm D0=20mm C1=20mm C1=20mm箱緣尺寸（扳手空間） C2=16mm C2=16mm - 23 - n=4, d3=14mm 表 7.1 箱體的結構尺寸續(xù)表 n=4d3=14m 檢查孔蓋螺釘直徑 d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 減速器中心高 H H=342mm H=342mm 軸承端蓋外徑 D2 D2=軸承孔直徑+(55.5) d 3 取 D2=160mm 蝸輪外圓與箱體內壁之間 的距離 =15mm.1 取 =16mm1 蝸輪端面與箱體內壁之間 的距離 =18mm2 取 =18mm2 機蓋、機座肋厚 m1,m m1=0.85 1=8.5mm, m=0.85=10mm m1=8.5mm, m=10mm 8.2 確定齒輪位置和箱體內壁線 根據參考文獻機械設計基礎課程設計 王志偉 夢玲琴 主編 北京理工大學 出版社出版第三章第 41 頁，詳見表 7.2 表 7.2 齒輪位置和箱體內壁線的確定 蝸桿頂圓 與箱座內 壁的距離 =56mm6 軸承端面 至箱體內 壁的距離 =1.5mm3 箱底的厚 度 30mm 軸承蓋凸 緣厚度 d3=6mm 箱蓋高度 164mm 箱蓋長度 （不包括 凸臺） 420mm 蝸桿中心 線與箱底 的距離 112mm 箱座的長 度 （不包括 凸臺） 440mm 裝蝸桿軸 部分的長 度 540mm - 24 - 箱體寬度 （不包括 凸臺） 241mm 箱底座寬 度 245mm 蝸桿軸承 座孔外伸 長度 6mm 蝸桿軸承 座長度 40mm 蝸桿軸承座內端面與箱體 內壁距離 20mm - 25 - 第九章 減速器其他零件的選擇 箱體、蝸桿與蝸輪、蝸輪軸以及標準鍵、軸承、密封圈、聯軸器、經校核確定 以下零件 9.1 鍵選擇 表 8.1 鍵的選擇 單位：mm 安裝位置 類型 b（h9） h（h11） L（h14） GB/T1096-1979 C 型鍵 128 12 8 28 蝸輪與蝸輪軸 聯接處 GB/T1096-1979 A 型鍵 2816 28 16 80 蝸輪軸、聯軸 器及傳動滾筒 聯接處 GB1096-90 C 型鍵 2214 22 14 63 9.2 軸承選擇 表 8.2 軸承選擇 單位：mm 外 形 尺 寸安裝 位置 軸承型號 d D T B C 蝸 桿 GB/T297-1994 7013C 65 100 22.75 18 18 蝸輪 軸 GB/T292-1994 7019C 95 145 24 - 26 - 9.3 密封圈選擇 表 8.3 密封圈選擇 單位：mm 安裝位置 類型 軸徑 d 基本外徑 D 基本寬度 蝸桿 B55808 55 80 8 蝸輪軸 B7210010 72 100 10 9.4 彈簧墊圈選擇 表 8.4 彈簧墊圈選擇 單位 mm 安裝位置 類型 內徑 d 寬度（厚度） 軸承旁連接螺 栓 GB93-87-16 16 4 上下箱聯接螺 栓 GB93-87-12 12 3 材料為 65Mn， 表面氧化的標 準彈簧墊圈 - 27 - 第十章 減速器的潤滑 減速器內部的傳動零件和軸承都需要有良好的潤滑，這樣不僅可以減小摩擦損 失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕、降低噪聲。 本減速器采用蝸桿下置式，所以蝸桿采用浸油潤滑，蝸桿浸油深度 h 大于等于 1 個蝸桿螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承最低滾動中心。 蝸桿軸承采用脂潤滑，為防止箱內的潤滑油進入軸承而使?jié)櫥♂尪髯撸?常在軸承內側加擋油盤。 - 28 - 第十一章 Pro/E 建模減速器及分析 11.1 減速器其它附件和總裝的 Pro/E 建模 （1）Pro/E 建模箱蓋 Pro/E 建模箱蓋見圖 10.1 圖 10.1 箱蓋 - 29 - （2）Pro/E 建模底座 Pro/E 建模底座見圖 10.2 圖 10.2 底座 - 30 - （3）Pro/E 蝸輪蝸桿總體裝配圖 Pro/E 蝸輪蝸桿總體裝配圖見圖 10.3 和圖 10.4 圖 10.3 蝸輪蝸桿總體裝配圖 - 31 - 圖 10.4 蝸輪蝸桿總體裝配爆炸視圖 11.2 使用 Pro/E 進行干涉分析 Pro/E 全局干涉分析可檢查一個封閉曲面是否與其它曲面或零件之間有干涉， 具體操作步驟如下 （1）全局干涉分析 1、在菜單欄上點擊分析出現模型、全局干涉如圖 10.5 - 32 - 圖 10.5 分析出現模型、全局干涉 2、點擊全局干涉會出現對話框如圖 10.6 - 33 - 圖 10.6 對話框 (3)點擊 進行自動分析，結果如圖 10.7 圖 10.7 對話框 （4）點擊編號軟件會自動顯示問題出現的地方。如點擊編號 1 會顯示渦輪軸處 出現干涉如圖 10.8 - 34 - 圖 10.8 干涉圖 根據列出的問題可快速進行修改，這樣可節(jié)省查找錯誤的時間，提前發(fā)現問題。 Pro/E 系統的參數化功能不象其他系統直接指定一些固定數值于形體，而是采用符 號式的賦予形體尺寸，這樣設計者可任意建立形體上的尺寸和功能之間的關系，任 何一個參數改變，其他相關的特征也會自動修正。這種功能使得修改更為方便，可 令設計優(yōu)化更趨完美。 - 35 - 第十二章 結論 這次畢業(yè)設計我的主要任務是基于Pro/E的蝸輪蝸桿減速器設計。這與以前的課 程設計有很大的不同。這可以說是全新的來學習一門知識，因為它不再是零件的乃 至機器的設計。而是一種全新的設計理念的分析與利用。 通過本次設計使我對Pro/E有了更深的理解和認識。但是在設計過程中我也遇到 了很多的困難，首先是Pro/E分析方面知識的匱乏，許多理論知識是以前沒有接觸過 的，這讓我學習起來有很大的難度。其次由于理論理解的不夠深刻致使在實際運用 中出現用錯等情況。但是在連老師的殷勤指導和孜孜不倦的講解下，我不但對理論 知識有了更深的理解也在運用方面更加得心應手。 在設計的過程中，讓我了解了設計方法對我們學習的重要性，同時也發(fā)現了自 己的很多不足之處。僅僅了解書本上的知識是遠遠不夠的，只有結合自己的實際情 況運用于實踐，這樣才能更深地了解和學習好知識。我們要在工作中不斷的積累經 驗，學會用自己的知識解決實際問題。同時我們要不斷地向別人學習，尤其要多想 老師請教，他們可以讓我們少走很多的彎路，同時也讓我們知道很多優(yōu)秀的設計方 法和與眾不同的設計理念。 - 36 - 參考文獻 1王志偉.機械設計基礎.北京：北京理工大學出版社,2007.8. 2任金泉.機械設計課程設計M.西安：西安交通大學出版社 ,2003. 3張鄂.現代設計理論與方法M.北京：科學出版社,2007. 4周開勤.機械零件手冊M .北京：高等教育出版社,2002. 5王紀安.工程材料與材料成型工藝M.北京：高等教育出版社 ,2004. 6公差配合與測量技術/董燕主編.武漢理工大學出版社,2008.8. 7姜俊杰.Pro/ENGINEER Wildfire 高級實例教程中國水利水電出版社,2005. 8林清安.Pro/ENGINEER Wildfire3.0 零件裝配與產品設計.北京：電子工業(yè)出版社,2005.4. 9濮良貴.機械設計.西北工業(yè)大學：高等教育出版社,2006.5. - 37 - 致 謝 經過幾個月的查資料、整理材料、寫作論文，今天終于可以順利的完成論文的 最后的謝辭了。隨著論文的完成，我在大學的生活得以劃下完美的句點。 本設計在我的指導教師的精心指導下完成的，在此期間老師在很多方面都給予 我很大的指點和幫助，在此我衷心的向連老師表示感謝。論文的順利完成，也離不 開其它各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在整個的論文寫作中，各位老師、同 學和朋友積極的幫助我查資料和提供有利于論文寫作的建議和意見，在他們的幫助 下，論文得以不斷的完善，最終幫助我完整的寫完了整個論文。 另外，要感謝在大 學期間所有傳授我知識的老師，是你們的悉心教導使我有了良好的專業(yè)課知識，這 也是論文得以完成的基礎。 通過此次的論文，我學到了很多知識，在論文的寫作過程中，通過查資料和搜 集有關的文獻，培養(yǎng)了自學能力和動手能力。并且由原先的被動的接受知識轉換為 主動的尋求知識，這可以說是學習方法上的一個很大的突破。在以往的傳統的學習 模式下，我們可能會記住很多的書本知識，但是通過畢業(yè)論文，我們學會了如何將 學到的知識轉化為自己的東西，學會了怎么更好的處理知識和實踐相結合的問題。 - 38 - 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）指導人評語 主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實 用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價 指導人： （簽名） 年 月 日 指導人評定成績： - 39 - 湖 南 科 技 大 學 畢業(yè)設計（論文）評閱人評語 主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內容與方法，實用性 與科學性，結論和存在的不足等進行綜合評價 評閱人： （簽名） 年 月 日 評閱人評定成績： - 40 - 畢業(yè)設計（論文）答辯記錄 日期： 學生： 學號： 班級： 題目： 提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料： 1 設計（論文）說明書 共 頁 2 設計（論文）圖 紙 共 頁 3 指導人、評閱人評語 共 頁 畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語： 主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計 （論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價 答辯委員會主任： （簽名） 委員： （簽名） （簽名） （簽名） （簽名） 答辯成績： 總評成績：