諧波齒輪減速器的設計與建模

《諧波齒輪減速器的設計與建?！酚蓵T分享，可在線閱讀，更多相關《諧波齒輪減速器的設計與建模（55頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、e 諧波齒輪減速器的設計與建模 作者:e (e) 指導老師：ee ［摘要］:諧波齒輪傳動是50年代中期，隨著空間技術的發(fā)展，在薄殼彈性變形的理論基 礎上發(fā)展起來的一種新型的傳動技術。我國從 1961年開始諧波齒輪傳動方面的研制工作，并 且在研究、試制和使用方面取得了較大的成績。但是在民用產品應用中，諧波減速器存在著 傳動 爬行”和丟步的現象嚴重影響其諧波齒輪類產品的設計制造，也制約著其產品的不斷 推廣，是該產品亟待解決的技術難題。本文主要介紹了諧波齒輪傳動的原理，發(fā)展歷史，應 用領域，發(fā)展趨勢及其優(yōu)缺點。前半部分介紹了諧波齒輪減速器的設計計算，為了更好地分 析諧波齒輪傳動，后半

2、部分用 PRO/E建立了三維模型。寫出了主要零件的繪制過程，并展示 了各個零部件，最后給出了裝配圖。 ［關鍵詞］諧波齒輪，傳動設計，三維模型，裝配 第1頁共52頁 e The desig n and modeli ng of harm onic gear reducer Author:e (e) Tutor:e [Abstract] Harm on ic gear tran smissi on is developed with the of space scie nee and thch no logy in mid 50s, on the basis of ela

3、stic thin shell theory developed a new type of drive tech no logy.So far ,we have already had doze n of un its en gaged in the research ofthis aspect in our country ,and developed into a variety of types of harm onic gear tran simissi on deviced .In this field it had research at differe nt level on

4、all issues, but many problems still has not yet bee n determ in ed,a nd some regularity has not revealed .such as civilian products,There is “ crawling ” and)niitosestermonic phenomen gear reducer tran smissi on .So it is impact on the desig n of harm onic gear product manu facturi ng,also restrict

5、 the further promotion of its products.and solove the problem that exist in the transmission ,it isan urge nt n eed of a job in the curre nt this kind of products.This artical main in troducted the theory harm onic gear reducer ,and the developme nt history of harm onic gear drive applicati on filed

6、,developme nt tren d,adva ntagesa nd disadva ntages.The former in troduce the desig n and calculate of harmonic gear reducer」n order to analyze the harmonic gear drive , The later part with PRO/E to establish the three-dime nsional model.Write the draw ing process of the main parts .and show ing al

7、l the parts .Finally ,given the assembly diagram. [Key words]:Harm on ic gear ,Tra nsmissi on desig n, Three-dism insional model ,Assemble. 第2頁共52頁 e 目錄 1?緒論 1 1.1選題的目的及研究意義 1 1.2課題相關領域的研究現狀和發(fā)展趨勢 1 1.3主要研究內容、途徑及技術路線 3 2. 諧波齒輪減速器的傳動方案的確定 錯誤！未定義書簽。 2.1確定傳動方案 錯誤！未定義書簽。 2.2、傳動方案的擬定

8、錯誤！未定義書簽。 3. 諧波齒輪減速器的結構設計和設計計算 錯誤！未定義書簽。 3.1傳動比的計算及柔輪剛輪齒數的確定 錯誤！未定義書簽。 3.2諧波傳動主要零件的材料 錯誤！未定義書簽。 3.2.1柔輪 錯誤！未定義書簽。 3.2.2剛輪 錯誤！未定義書簽。 3.2.3抗彎環(huán) 錯誤！未定義書簽。 3.3柔輪、剛輪、波發(fā)生器的結構和尺寸計算 錯誤！未定義書簽。 3.3.1柔輪的結構和尺寸 錯誤！未定義書簽。 3.3.2剛輪的結構和尺寸 錯誤！未定義書簽。 3.3.3波發(fā)生器的幾何尺寸計算 錯誤！未定義書簽。 3.4驗算與校核 錯誤！未定義書簽。 3.4.

9、1柔輪的疲勞強度計算 錯誤！未定義書簽。 3.4.2柔輪的穩(wěn)定性校核 錯誤！未定義書簽。 3.4.3柔性軸承的壽命計算 錯誤！未定義書簽。 3.5高、低速軸的設計 錯誤！未定義書簽。 3.5.1高速軸設計 錯誤！未定義書簽。 3.5.2低速軸的設計。 錯誤！未定義書簽。 3.6各段軸上需要安裝鍵處鍵的尺寸 錯誤！未定義書簽。 4. 諧波齒輪減速器的 PRO/E三維建模 錯誤！未定義書簽。 4.1 Pro/E簡介 錯誤！未定義書簽。 4.2諧波齒輪減速器的 Pro/E建模 錯誤！未定義書簽。 421柔輪的建模 錯誤！未定義書簽。 422其他零件的 Pro/E模型

10、 錯誤！未定義書簽。 4.3諧波齒輪減速器的裝配 錯誤！未定義書簽。 致謝 錯誤！未定義書簽。 參考文獻 錯誤！ 未定義書簽。 外文翻譯 錯誤！未定義書簽。 第2頁共52頁 e 1.緒論 1.1選題的目的及研究意義 選題的目的：波傳動是 50年代中期隨著空間科學技術的發(fā)展，在薄殼彈性變形的理論基礎上 發(fā)展起來的一種新型傳動技術。我國從 1961年開始諧波齒輪傳動方面的研制工作，并且在研究、試 制和使用方面取得了較大的成績。到目前為止，我國已有幾十家單位從事這方面的研究工作，先后 研制成多種類型的諧波齒輪傳動裝置。這些成果也很快應用于民用領域，為企業(yè)創(chuàng)造了很大利潤的

11、同時，也暴露出產品的一些問題，如“爬行”、“丟步”現象。嚴重影響到諧波齒輪類產品的設計 制造，也制約著產品的推廣。因此，應用科學的方法和手段對諧波齒輪進行深入的分析研究，解決 存在的問題，也就更加緊迫，也非常必要，這也是我選題的目的。 研究意義：諧波齒輪減速器是一種由固定的內齒剛輪、柔輪、和使柔輪發(fā)生徑向變形的波發(fā)生 器組成，具有高精度、高承載力等優(yōu)點，和普通減速器相比，由于使用的材料要少 50%其體積及 重量至少減少1/3。有以下優(yōu)點 1. 結構簡單，體積小，重量輕； 2?傳動比范圍大 3. 同時嚙合的齒數多。 4. 承載能力大。 5. 運動精度高。 6. 運動平穩(wěn) 7.

12、 齒側間隙可以調整。 8. 傳動效率高。 9. 同軸性好。 10. 可實現向密閉空間傳遞運動及動力。 1.2課題相關領域的研究現狀和發(fā)展趨勢 諧波傳動的國內發(fā)展現狀與趨勢 ：我國從1961年開始諧波傳動方面的研制工作， 并且在研究、 試制和使用方面取得了較大的成績。到目前為止，我國有幾十家單位從事這方面的研究工作，并先 后研制成了多種類型的諧波齒輪傳動裝置。 如傳動誤差小于 9"、回差小于4"的高精度諧波齒輪傳動 裝置，噪聲小于45dB的高靈敏度小型諧波齒輪傳動裝置，用于水下極光探測儀的諧波傳動裝置，以 及用于導彈發(fā)射架和雷達傳動系統(tǒng)中的動力諧波傳動裝置等，為我國諧波傳動的研制和

13、開發(fā)工作打 下了堅實的基礎。 北京市是中國重要的諧波傳動產品生產基地，擁有以北京中技克美諧波傳動有限公司、北京諧 波傳動技術研究所和北京天階科技工業(yè)公司等為代表的諧波傳動產品的主要生產單位。國內諧波傳 動公司的產品已經長期應用于國防工業(yè)和多種民用機械產品領域，部分產品已出口國外，并開發(fā)成 功固體潤滑諧波傳動和短杯諧波傳動產品。 2006 年，北京工商大學基于橢圓凸輪波發(fā)生器，開發(fā)成功了具有自主知識產權的諧波齒輪傳動 雙圓弧基本齒廓、諧波齒輪加工刀具以及雙圓弧諧波齒輪傳動裝置。經 FEM分析顯示，雙圓弧齒形 有效減小了柔輪齒根應力。對比試驗則表明，雙圓弧諧波齒輪傳動的運動精度和傳動剛度明

14、顯優(yōu)于 漸開線諧波齒輪傳動，特別是在低載荷段，傳動剛度增加了 40%以上。 諧波傳動的國外發(fā)展現狀與趨勢 ：日本的諧波傳動技術和產業(yè)發(fā)展較快。 1964年，日本 Hasegawa齒輪公司生產了實用化諧波傳動減速器； 1970年，Hasegawa公司與USM公司在日本東京 合資創(chuàng)立了諧波傳動系統(tǒng)有限公司（ Harm on ic Drive System Inc. ）。根據合作協(xié)議，諧波傳動系 統(tǒng)公司從Hasegawa公司獲得諧波傳動機構商業(yè)權益。 1976年9月，公司資本金降至 1億日元，諧 波傳動系統(tǒng)公司成為 USM公司的全資子公司。1977年，諧波傳動系統(tǒng)有限公司開始生產銷售驅動器

15、和控制器等工廠自動化設備。 1984年12月，為了拓展市場，諧波傳動系統(tǒng)有限公司在臺灣和韓國 設置了銷售代理。1987年，其為拓展美國市場，創(chuàng)建了子公司 HDSystem公司，與Mitsui & Co. Ltd 簽署了在韓國的產品分銷協(xié)議。 1988年，開始生產具有新開發(fā)的 IH齒形的諧波傳動減速器。1989 年，其創(chuàng)建全資子公司，即 “新的”諧波傳動系統(tǒng)有限公司，并轉移商業(yè)權益。以前的諧波傳動系 統(tǒng)有限公司被 Koden電子公司接手。1990年，公司將生產基地從日本 Matsumoto轉移至位于 Nagano 的 Hotaka 工廠，1996 年與德國 Harmonic Drive

16、Antriebstechnik 公司（現在的 Harmonic Drive 公 司）簽署排他性分銷協(xié)議，后者負責在歐洲、中東、非洲、印度和拉丁美洲的產品銷售，同年 12月 簽署授權與技術支持協(xié)議。 1998 年，諧波傳動系統(tǒng)有限公司進入日本證券交易協(xié)會場外交易市場； 1999年，創(chuàng)立了 HD物 流和 Harm on ic Precisi on 等子公司。2002 年，其獲得了 Harmo nic Drive 公司 25%流 通股權；2004 年12月，進入了 Jasdaq證券交易市場；2005年，在美國創(chuàng)建 Harmonic Drive L.L.C 公司，該公 司是 HD System

17、s 與 Harmonic Drive Tech no logies Nabtesco 的合資公司。 Harmonic Drive AG成立了子公司 Micromotion公司，專門負責用直接 LIG工藝開發(fā)與制造 微型諧波齒輪傳動（圖 3）及其傳動方案，在微型諧波傳動領域，于 2005年向市場推出了“ P”齒 形，目前開發(fā)出了 MHD8和 MHD10兩個系列的產品，外徑最小為8mm采用行星齒輪傳動式波發(fā)生器， 傳動比為160、500和1000,質量最小為2.2g，重復精度可達10弧秒。 由于傳統(tǒng)工藝能加工齒輪的最小模數為 60~100m因此微型諧波齒齒輪傳動元件采用了 LIGA工 藝

18、制造。LIGA工藝可以獲得高深寬比微結構，它于 1980年代起源于德國Karlsruhe原子核研究中 心，是目前微型機系統(tǒng)（ MEMS加工的重要工藝。子公司 Harmonic Drive Polymer公司專門負責用 熱塑性塑料制造大減速比精密諧波齒輪傳動的開發(fā)與制造，子公司 Ovalo公司則負責大批量的生產 與應用，開發(fā)或將用戶定制的諧波傳動產品工業(yè)化。 Harmonic Drive公司還分別在英國、法國、意 大利、澳大利亞和西班牙創(chuàng)建了另外 5個子公司，以加強國際銷售和本土化服務。 在諧波齒齒輪傳動中采用雙圓弧齒廓，可以有效改善柔輪齒根的應力狀況和傳動嚙合質量，提 高承載能力、扭

19、轉剛度和柔輪疲勞壽命，并可降低最小傳動比。日本的 IH齒形是基于余弦凸輪波發(fā) 生器開發(fā)的雙圓弧齒形，由于采用近似方法設計，應用初期出現了齒廓干涉等問題，但是到 1990年 代初期已經基本完善。目前，日本諧波傳動系統(tǒng)有限公司的諧波產品有十幾個類型，二十多個系列， 最小傳動比為30,型號中帶有字母“ S”的，其齒形為雙圓弧齒形，產品壟斷了主要國際市場。其 中超短杯型號 CSD(圖4)和SHD其柔輪長度僅有常規(guī)諧波傳動柔輪的 1/3，既增加傳動剛度，又 大幅度減輕了諧波減速器重量。此外，在諧波傳動輕量化技術方面，采用鋁等輕合金材料制造波發(fā) 生器與減速器殼體等方式，減薄剛輪外緣以及改進連接結構等

20、形式，使整機重量大幅度減輕，在航 空航天和機器人領域，其輕量化諧波傳動產品系列的應用日益廣泛。 自2000年開始，日本諧諧波傳動系統(tǒng)有限公司還在中國大陸注冊了 11項與諧波傳動相關的商 標，其中，僅2006年就申請注冊了 10項。在研究投入方面，根據公司(Harmonic Drive System Inc.) 2007年財報，減速器銷售額為 150億日元，占公司產品的 75.7%;公司有研究開發(fā)人員 55人，占員 工比例14.9%;研究開發(fā)費用11.85億日元，占凈銷售額的 6.2%。 日本諧波傳動系統(tǒng)有限公司通過持續(xù)深入的研究開發(fā)、規(guī)模化經營與資本運作，促進了新產品 的開發(fā)和升級換

21、代。目前，其諧波傳動產品不僅壟斷了主要國際市場，并且進入了中國市場。與國 外，主要是日本相比，國內諧波傳動產業(yè)規(guī)模偏小且產品種類少，研究開發(fā)人員和投入不足，在加 強知識產權保護、加快新產品開發(fā)、產品升級換代以及經營管理等方面，日本諧波傳動系統(tǒng)有限公 司的發(fā)展可以作為有益的借鑒。 應用領域：航天、航空、航海、艦船、軍工、數控機床、加工中心、機器人、機械臂、假肢、 紡織機械、化纖機械、化工機械、石油機械、冶金機械、礦山機械、輕工機械、食品機械、印刷噴 繪機械、紙箱包裝機械、橡塑機械、能源機械、節(jié)能設備、農林牧漁機械、醫(yī)療設備、通訊設備、 電子產品制造設備、雷達設備、衛(wèi)星地面接收設備、氣象設備、

22、真空制造設備、半導體制造設備、 玻璃制造設備、晶體制造設備、自動控制設備、建材機械、電動工具、自動焊接設備、電纜制造設 備、電動閥門、高級儀器儀表、計量儀器、分析儀器、電工工具、光學制造設備、核設施、高能物 理實驗研究設備、空氣動力實驗研究設備 ” 1.3主要研究內容、途徑及技術路線 本設計先確定總體思路、設計總體布局，然后以 Pro/E軟件作為設計工具，使用該軟件的參數 化繪圖功能，做出減速器傳動系統(tǒng)的參數化模型，在 Pro/E環(huán)境下，按照減速器結構方案對減速器 中的零部件進行裝配，建立運動模型。 具體研究內容： 1. 設計計算部分：分析諧波齒輪機構傳動方案，通過計算分析，確定傳

23、動零件的各項參數并進 行校核；在整機設計開發(fā)背景下，結合運動參數完成建模。 2. 三維建模部分：本文利用三維建模軟件 Pro/E對諧波齒輪減速器進行三維建模，并完成整機 的裝配。 主要研究途徑和技術路線 1、 對國內外現有減速器成型設備的技術水平、生產過程、控制等進行調研，歸納，調查國內 減速器情況和國內需求情況，采用本行業(yè)專家建議結合本課題的設計，采用 PEO/E建模成型及其仿 真原理設計減速器。 2、 查閱有關減速器、機械原理、 PRO/E軟件功能等與設計相關方面的資料，研究國內外相關的 設計手冊或書籍，在保證設計方案可行性的基礎上，用 PRO/E設計出減速器的結構。

24、 3、 利用計算機三維造型軟件對機構進行三維造型，及時發(fā)現問題，及時修 改 2. 電機選擇 2.1電動機選擇（倒數第三頁里有東東） 2.1.1選擇電動機類型 2.1.2選擇電動機容量 電動機所需工作功率為： 工作機所需功率Pw為: Pw Fv 1000 第5頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 傳動裝置的總效率為: 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 傳動滾筒 1 =0.96 滾動軸承效率 2 =0.96 閉式齒輪傳動效率 3 二 0.97 聯(lián)軸器效率 4 =0.99 第6頁共5

25、2頁 e 代入數值得: =4 2 3 4 = 0.96 0.994 0.972 0.992 = 0.8 所需電動機功率為: Pd Fv 1000 10000 40 0.8 1000 60 kW =10.52kW 第7頁共52頁 e 第#頁共52頁 e P d略大于Pd即可 選用同步轉速1460r/min ; 4級；型號 丫160M-4.功率為11kW 2.1.3確定電動機轉速 取滾筒直徑D = 500mm 60 1000v 500 二 二 125.6r/ min 第#頁共52頁 e 第#頁共

26、52頁 e 1.分配傳動比 (1) 總傳動比 nm i nw 1460 125.6 = 11.62 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e (2) 分配動裝置各級傳動比 取兩級圓柱齒輪減速器高速級傳動比 i01 = ,1.4i = 4.03 則低速級的傳動比 i12 i01 追=2.88 4.03 第#頁共52頁 e 2.1.4電機端蓋組裝CAD截圖 第8頁共52頁 e 圖2.1.4電機端蓋 22運動和動力參數計算 2.2.1電動機軸 Po 二 Pd =10.52k

27、W no=n ^1460r/min To =9550 ^ =68.81N m no 2.2.2高速軸 Pi = Pd 4 =10.41kW “5 ^1460r/min p 10 41 “ =9550 M = 9550 68.09N m 1 1 n1 1460 2.2.3中間軸 第9頁共52頁 e 第10頁共52頁 e P^ Pl 0廣 P。2 3「0.52 0.99 OaVOVOkW a/min 叩 ii 4.03 二 362.2r / min 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁

28、 e T2 =9550^ =9550 n2 業(yè)-263.6N m 362.2 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 2?2?4低速軸 P^ P2 02 二 Pl 3“0.10 0.99 0.97 “69kW 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e T3 P4 n3 =皿 二 362.2 =i25.76r/min 3 i12 2.88 9550 =735.8N m 2.2.5滾筒軸 廠 9.69 0.99 0.99 = 9.49kW n4 二應=125.76r/min I 23

29、 T 4 二 9550 衛(wèi)1 = 9550 949 720 N m 1 4 n4 125.76 第11頁共52頁 e 3. 齒輪計算 3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1＞按傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2＞絞車為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB 10095-88） 3＞材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280 HBS大齒輪 材料為45鋼（調質）硬度為240 HBS,二者材料硬度差為40 HBS 4＞選小齒輪齒數z, = 24，大齒輪齒數z2二24 4.03二96.76。取Z2 = 97 5初選螺旋角。初選螺旋

30、角 ：=14 3.2按齒面接觸強度設計 由《機械設計》設計計算公式（10-21 ）進行試算，即 d1t 3 2KtT。4+1ZhZe .冷? - ■■- H 3.2.1確定公式內的各計算數值 （1） 試選載荷系數kt =1.61。 （2） 由《機械設計》第八版圖10-30選取區(qū)域系數 為=2.433。 （3） 由《機械設計》第八版圖10-26查得；：廠.78 , 「廠0.87，則 ；廠 * r "65。 （4）計算小齒輪傳遞的轉矩。 95.5 105 P。 95.5 105 10.41 1460 4 N.mm = 6.8 10 N.mm （5）由《機械設計》

31、第八版表 10-7選取齒寬系數-d =1 9 第9頁共52頁 e 9 第#頁共52頁 e （6）由《機械設計》第八版表 （7）由《機械設計》第八版圖 10-6查得材料的彈性影響系數Ze=189.8MPa 10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 匚Hlim1 =600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限 匚円吩= 500MPa 13計算應力循環(huán)次數。 N1 =60n 1jLh =60 1460 1 2 8 300 15 = 6.3 10 N2 弘 1.56 109 4.03 9 第#頁共52頁 e （9 ）由《機械

32、設計》第八版圖（10-19 ）取接觸疲勞壽命系數 KHNi = 0.90; Khn2 = .95。 （10） 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1%,安全系數S=1，由《機械設計》第八版式（10-12）得 1齊 1 二 Khn1"1 =0.9 600MPa =540MPa S I 2 = 匹=0.95 550MPa =522.5MPa H 2 S （11） 許用接觸應力 !「H 1 = =531.25MPa 2 3.2.2計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑d1t =3 121.738 10=4 2心％ " 1 ZhZe =3 16.46 g4 0.862 =3 0.

33、7396 16.46 10 9.56mm 二 1460 49.56 （2）計算圓周速度V。 3.78m /s 60 1000 dini 60 1000 (3) 計算齒寬及模數 d 1tCOS 49.56 mm Z1 d1tcosP 葉 49.56 cos14 49.56 0.97 = =2mm 24 24 第10頁共52頁 e 第#頁共52頁 e h=2.25mnt =2.25 2=4.5mm bh -49.56/4.5=11.01 (4)計算縱向重合度 ‘0.318 dZ^an ： =0.318 1 24 tan1

34、4 =20.73 （5）計算載荷系數K。 第八版圖10-8查 已知使用系數Ka"，根據v= 7.6 m/s,7級精度，由《機械設計》 第11頁共52頁 e 第12頁共52頁 e 得動載系數Kv=1.11; 第#頁共52頁 e 由《機械設計》第八版表 10-4查得心的值與齒輪的相同，故 Kh=1.42; 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 由《機械設計》第八版圖 10-13查得 第#頁共52頁 e 由《機械設計》第八版表10-3查得Kh-. = Kh[ =1.4.故載

35、荷系數 K =K aKvK^.Kh ： =1 1.11 1.4 1.42=2.2 （6）按實際的載荷系數校正所算得分度圓直徑，由式（10-10a）得 d1 =d1t3 K =49.56 3 2.2 =49.56 3 1.375 = 55.11mm d1 d1K 1.6 d1coS z （7）計算模數 =2.22mm 55.11 cos14 _ 0.97 55.11 24 - 24 3?3按齒根彎曲強度設計 由式（10-17） mn 3 3^^ ?毋 Sa 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 3.3.1確定計算參數 (1)

36、計算載荷系數。 K 二KAKVKf：Kf，1. 11 1.4 1.35=2.09 （2） 根據縱向重合度’ 影響系數丫孑0.88 （3） 計算當量齒數。 _ Z _ 24 耳1 _ 「一 314 cos P cos14 =1.903 _ 24 _ 3 0.97 ，從《機械設計》第八版圖 10-28查得螺旋角 主 26.37 0.91 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 占孟=話=釜=106.59 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e （4）查齒形系數。 由表10-5查得丫刊

37、1 =2.57;丫 Fa2 = 2.18 第13頁共52頁 e (5) 查取應力校正系數。 由《機械設計》第八版表10-5查得Y Sai ".6 ；Y Sa2 J"79 (6) 由《機械設計》第八版圖10-24C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 匚fei =500MPa ；大齒輪的彎曲強度極限-fe^ 380MPa ； (7) 由《機械設計 》第八版圖 10-18取彎曲疲勞壽命系數 Kfn1".85， KFN2 “88 ? (8) 計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數S= 1.4,由《機械設計》第八版式(10-12 )得 I 二 Kfnt，FE1 = 0.855

38、00 MPa = 303.57MPa F 1 S 1.4 K FN 2；-_ FE2 0.88 380 佇竺 MPa 二 238.86MPa F 2 S 1.4 (9) 計算大、小齒輪的丫刊丫「并加以比較。 2.592 1.596 303.57 2.211 1.774 238.86 F -0..1363 二 0.01642 由此可知大齒輪的數值大。 3.3.2設計計算 4 * 2 2 24 *1.65 =1.59 仃 彳皿0“/10“加（cos14 ） X 0.01642m _豺旅勺儕濡二3辰 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 mn大于由齒面

39、齒根彎曲疲 勞強度計算 的法面模數，取 m^2,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強 度，需按接觸疲勞強度得的分度圓直徑 100.677mm 來計算應有的齒數。于是由 d^os： 55.11 cos14 乙二皿 26.73 mn 2 取 Z=27 ，則 Z2 = 27 4.03 =108.81 取 Z209； 3.4幾何尺寸計算 3.4.1計算中心距 Z1 乙 mn （27 109） 2 136 a= 1 2 n 140.2mm 2cosB 2>

40、mJarccos（27 109）2 = arccos0.97「4.06 2a 2"40.2 因值改變不多，故參數；k\ Zh 等不必修正。 3.4.3計算大、小齒輪的分度圓直徑 d1 27 2 cos14 54 0.97 d2 =Z2mn cos : 109 2 218 224 mm cos14 0.97 d1 d 55 224 2 =139.5mm 3?4?4計算齒輪寬度 b = = 6 =1 55.67 = 55mm 圓整后取 B2 =56mm； B^61mm. 低速級 取 m=3; Z3 = 30; 由 j12 叢=2.88 Z

41、3 Z4 =2.88 30 =86.4 取 Z4 =87 d 3 = m z3 = 3 30 = 90m d m z^ 3 87 = 261mm d3 d4 90 261 a mm = 175.5mm 2 2 b = dd3 " 90mm = 90mm 圓整后取 b4 =90mm, b3 =95mm 表1高速級齒輪: 名 稱 代號 計算公式 小齒輪 大齒輪 模數 m 2 2 壓力角 a 20 20  分度圓 直徑 d dr = =2x27=54 d2 = m z2=^ 109=218 齒頂咼 ha hal =ha2 = h：m=

42、1疋"2 齒根高 hf hfi = hf 2=(h： + C)m=(1 + 疋)>(2 齒全高 h h2 =(2h：+c)m 齒頂圓 直徑 da * dal =(Zl*2ha)m * da2 =(Z2 + 2 ha)m 表2低速級齒輪: 名 稱 代號 計算公式 小齒輪 大齒輪 模數 m 3 3 壓力角 a 20 20 分度圓 直徑 d dr = m z

43、 =(ha + * 之 c)m = (1+c—2 齒全高 h hi二 h2 =(2h：*c)m 齒頂圓 直徑 da * dai =(Zi*2ha)m * da2 = (Z2 + 2 ha)m 第17頁共52頁 e 4.軸的設計 4.1低速軸 4.1.1求輸出軸上的功率P3轉速n3和轉矩T3 若取每級齒輪的傳動的效率，則 P3 沖2 02 二 Pl 2 3=1.1 0.990.97 =9.69kW i 12 362.2 2.88 =125.76r /min 第18頁共52頁 e 第#頁共52頁 e

44、 T3=955R 蘭9 9550 = 735.842N m 1 3 n3 125.76 4.1.2求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d4 二 mz4 =4 101 = 404mm Ft Fr Fa 2T3 2 735.8 1000 3 3642N d4 tan： n tan20 0.3639 二 Ft - =3642 3642 1366N 廠 tcos： cos14 0.97 -Fttan 1： - 3642 tan 14 二 908N 404 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 圓周力Ft，徑向力Fr

45、及軸向力Fa的 4.1.3初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑.選取軸的材料為45鋼，調質處理.根據《機械設計》 第八版表15-3,取A0"12 dmin ==112 江 *門3 9.69 3 \ 125.76 于是得 = 112 3 0.077 = 47.64mm 第#頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 第#頁共52頁 e 器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號? 聯(lián)軸器的計算轉矩Tea二KaT3,查表考慮到轉矩變化很小，故取

46、K^1-3 ,則： T ca = K aT 3 = 1.3疋 735842N mm=956594.6N mm 按照計算轉矩T ca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查標準GB/T 5014-2003或手冊, 選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩為2500000 N mm .半聯(lián)軸器的孔徑 d^55mm ,故取d^^ =50mm ,半聯(lián)軸器長度L=112mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度 Lt =84mm 4.1.4軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 圖4-1 （2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1） 根據聯(lián)軸器d12 =50mm，|12 =84m%為了滿足半聯(lián)軸

47、器的軸向定位要示求,1-2軸 段右端需制出一軸肩,故取2-3段的直徑d2^ =62mm ；左端用軸端擋圈,按軸端直徑取 擋圈直徑D=65mn半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L廣84mm,為了保證軸端擋圈只壓在 半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故1-2段的長度應比L1略短一些,現取|2=82mm 2） 初步選擇滾動軸承-因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ，故選用單列圓錐滾 子軸承.參照工作要求并根據d2； = 62mm,由軸承產品目錄中初步選取 o基本游子隙 組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30313。其尺寸為d江6T=65mm140mm36mm故 d3「d6 廠 65mm ；而 |5（=5

48、4.5mm，d5_6=82mm。 3） 取安裝齒輪處的軸段4-5段的直徑d4^= 70mm ；齒輪的右端與左軸承之間采 用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為90mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應 略短于輪轂寬度，故取」=85mm 。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h_0.07d , 故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑d^^ = 82mm 。軸環(huán)寬度b_1.4h ，取l^^ = 60.5mmo 4） 軸承端蓋的總寬度為20m（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）根據軸承端 蓋的裝拆及便于對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l=30mm 故取 |2s=40.57mm

49、 低速軸的相關參數： 表4-1 功率 P3 9.69kW 轉速 n3 125.76r/min 轉矩 T3 735.842N m 1-2段軸長 | 1_2 84mm 1-2段直徑 d1， 50mm 2-3段軸長 | 2_J3 40.57mm 2-3段直徑 d2： 62mm 3-4段軸長 | 3/ 49.5mm 3-4段直徑 d3^ 65mm 4-5段軸長 | 4_5 85mm 4-5段直徑 d" 70mm 5-6段軸長 | 5~6 60.5mm  5-6段直徑 d5-6 82mm 6-7段軸長 12 54

50、.5mm 6-7段直徑 d6^ 65mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d4b查表查得平鍵截面 b*h=20mm 12mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為L=63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有 良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H 7 ~n6 ;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選 第21頁共52頁 e 第#頁共52頁 e H 7 用平鍵為14mm 9mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 ——。滾動軸承與軸的周向定位 k6 是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為 m6。 4.2中間軸

51、 4.2.1求輸出軸上的功率p2轉速p2和轉矩t2 P2 二 Pl 0廠 Po 2 3=1.52 0.99 Oa/O.IOkW i 01 1460 4.03 r /min = 362.2r/min T2 =9550 P2 n2 二 9550 10.10 362.2 = 263.6N 4.2.2求作用在齒輪上的力 (1)因已知低速級小齒輪的分度圓直徑為: d3 =mz3 =4 35 = 140mm Ft 2T d3 2 263.6 皿=3765N 140 Fr =Fttan n =3765 tan20 二 3765 0.363^ = 1412

52、N cos： cos14 0.97 Fa = FJan： = 1412 tan14 = 352N (2)因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為: d 2 = m Z2 = 3 133 = 399m m Ft Fr Fa 2T2 2 263.6 1000 …… 2 1321N d2 tan： n tan20 0.3639 t 一n =1321 1321 495N t cos： cos14 0.97 =F ttan： = 495 tan 14 = 123N 399 第22頁共52頁 e 第#頁共52頁 e 4.2.3初步確定軸的最小直徑

53、 先按式初步估算軸的最小直徑 .選取軸的材料為 45鋼，調質處理.根據表15-3，取 A。= 112 ，于是得： d min = A。朽=112 % = 112 x 30027 = 33.6mm 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑 d12 U 圖4-2 4?2?4初步選擇滾動軸承. (1) 因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作 要求并根據d12 = 35mm,由軸承產品目錄中初步選取 0基本游子隙組、標準精度級的 單列圓錐滾子軸承。其尺寸為d D*T=35mm 72mm 18.25mm,故di^ = ds-^ = 35mm， 15上=31.

54、8mm ； (2) 取安裝低速級小齒輪處的軸段 2-3段的直徑d 2； = 45mm ‘上二29.8mm ;齒 輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 95m m，為了使套筒端面 可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取|2」=90mm 。齒輪的右端采用軸肩 定位，軸肩高度h _0.07d，故取h=6mm,貝峙由環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度 b_1.4h，取 ]3 4=12mm。 (3) 取安裝高速級大齒輪的軸段4-5段的直徑d4J = 45mm齒輪的右端與右端軸承 之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為 56m m，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短于輪轂寬度

55、，故取14』=51mm。 4.2.5軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d4』查表查得平鍵截面 b*h=22mm 14mm。鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良 好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵 為14mm 9mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡 配合來保證的，此處選軸的直徑公差為 m6。 中間軸的參數: 表4-2 功率 P2 10.10kw 轉速 n2 362.2r/mi n 轉矩 T2 263.6 N m 1-2段軸長 |

56、1_2 29.3mm  1-2段直徑 d^2 25mm 2-3段軸長 l 2_3 90mm 2-3段直徑 d2」 45mm 3-4段軸長 I3」 12mm 3-4段直徑 d3」 57mm 4-5段軸長 l 4_5 51mm 4-5段直徑 d4」 45mm 4.3高速軸 4.3.1求輸出軸上的功率Pl轉速n1和轉矩T1 若取每級齒輪的傳動的效率，則 P廠 Pd 4=1?41kW m二門皿二146&/伽 P1 10.41 T1 =9550 1=9550 68.09N m 1 1 n1 1460 4.3.2求作用在齒輪

57、上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 dr =mz

58、0.41 3" 3 dmin =Ao3 =112 3 112 3 7.13*1 0 112 1&24 0.1 = 21.54mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 d12 .為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸 器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號. 聯(lián)軸器的計算轉矩「a二Ka「 ,查表,考慮到轉矩變化很小，故取KA=j3 則： Tea 二 K aT^1.3 68090N mm =88517N mm 按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 5014-2003 或 手冊，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉矩為 560000N mm .半聯(lián)軸器的孔徑 d^3

59、0mm，故取d2=30mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長 度 |_^82mm . 4.4軸的結構設計 4.4.1擬定軸上零件的裝配方案 -J :] 圖4-3 4?4?2根據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) 軸器的軸向定位要示求,1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的 直徑d2；=42mm ;左端用軸端擋圈,按軸端直徑取擋圈直徑 D=45mm .半聯(lián)軸器與軸 配合的轂孔長度J =82mm ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上 而不壓在軸的端面 上，故 段的長度應比 略短一些，現取=80mm. 2） 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受

60、有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子 軸承.參照工作要求并根據 d2：=42mm ，由軸承產品目錄中初步選取 0基本游子隙 組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承。其尺寸為 d*D*T=45mm*85mm*20.75mm，故 d3^ = d6 j = 45mm ;而 i7^ = 26.75mm ， 1= 31.75mm0 3） 取安裝齒輪處的軸段 4-5段,做成齒輪軸；已知齒輪軸輪轂的寬度為 61mm,齒 輪軸的直徑為62.29mm。 4） 軸承端蓋的總寬度為20mm （由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承 端蓋的裝拆及便于對軸承加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面

61、間的距離 l=30mm，故取 12」=45.81mm。 5） 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d4」 查表查得平鍵截面 b*h=14mm*9mm ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 L=45mm,同時為了保證齒輪與軸配合 有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 也 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接， n 6 H 7 選用平鍵為14mm 9mm 70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 — 。滾動軸承與軸的周向 k6 定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑公差為 m6。 高速軸的參數： 表4-3 功率 10.41kw 轉速 1460r/mi

62、n 轉矩 T1 68.09N m 1-2段軸長 l 1_2 80mm  1-2段直徑 d1^ 30mm 2-3段軸長 l 2_3 45.81mm 2-3段直徑 d2」 42mm 3-4段軸長 I 3」 45mm 3-4段直徑 d3」 31.75mm 4-5段軸長 | 4_5 99.5mm 4-5段直徑 d4」 48.86mm 5-6段軸長 | 5_6 61mm 5-6段直徑 d5』 62.29mm 6-7段軸長 I 2 26.75mm 6-7段直徑 d6_7 45mm 第28頁共52頁 e

63、 5.齒輪的參數化建模 5.1齒輪的建模 (1)在上工具箱中單擊DI按鈕，打開 新建”對話框，在 類型”列表框中選擇 零件 選項，在 子類型”列表框中選擇 實體”選項，在 名稱”文本框中輸入dachilun_gear ” 如圖5-1所示 裘型 復合 O :草繪 匸 g組件 叵I繪圖 標it! 金用呂稱 dAich i lun ghi at e e 圖5-1新建”對話框 2＞取消選中 使用默認模板”復選項。單擊 確定”按鈕，打開 新文件選項”對話框, 選中其中mmns_part_solid ”選項，如圖5-2所示，最后單擊”確定按鈕，進入

64、三維實體 建模環(huán)境 mraxlS_p 4lE~ t^Scl i d 洌監(jiān)..丿 RESCRIPT工&H MODELED BY 圖5-2新文件選項”對話框 (2)設置齒輪參數 1＞在主菜單中依次選擇 工具” 一關系”選項，系統(tǒng)將自動彈出 關系”對話框 第26頁共52頁 e 2＞在對話框中單擊上按鈕，然后將齒輪的各參數依次添加到參數列表框中， 具體內 容如圖5-4所示，完成齒輪參數添加后，單擊 確定”按鈕，關閉對話框 圖5-3輸入齒輪參數 第27頁共52頁 e 第#頁共52頁 e （3）繪制齒輪基本圓 在右工具箱單擊 ，

65、彈出“草繪”對話框。選擇 FRONT基準平面作為草繪平面, 繪制如圖5-4所示的任意尺寸的四個圓。 （4）設置齒輪關系式，確定其尺寸參數 1＞按照如圖5-5所示，在“關系”對話框中分別添加確定齒輪的分度圓直徑、基圓 直徑、齒根圓直徑、齒頂圓直徑的關系式。 2＞雙擊草繪基本圓的直徑尺寸，將它的尺寸分別修改為 d、da、db、df修改的結 果如圖5-6所示 圖5-5 “關系”對話框  圖5-6修改同心圓尺寸 元素 信息 元素 信息 ，坐解 釵Q 坐標系類型 必需的 方程 必需的 L參照 l信息 [取消? |珂6] 圖5-7 “曲線：從方程”對話框 (5) 創(chuàng)建齒

66、輪齒廓線 1＞在右工具箱中單擊 按鈕打開“菜單管理器”菜單，在該菜單中依次選擇“曲 線選項一 “從方程^ “完成”選項，打開“曲線：從方程”對話框，如 圖5-7所示。 2＞在模型樹窗口中選擇 坐標系，然后再從“設置坐標類型”菜單 中選擇“笛卡爾”選項，如圖5-8所示，打開記事本窗口。 3＞在記事本文件中添加漸開線方程式，如圖 5-9所示。然后在記事本窗中選取“文 件” “保存”選項保存設置 圖5-9添加漸開線方程 笛卡爾 球 圖5-8 “菜單管理器”對話框 4＞選擇圖5-11中的曲線1、曲線2作為放置參照，創(chuàng)建過兩曲線交點的基準點 PNTQ 參照設置如圖5-10所示 圖5-10 “基準點”對話框 圖5-11基準點參照曲線的選擇 5＞如圖5-12所示，單擊“確定”按鈕，選取基準平面 TOP和RIGHT作為放置參照, 創(chuàng)建過兩平面交線的基準軸 A_1,如圖6-13所示。 HIGHT "1產準平面〕 穿過 TOP:F2黒推平面） 穿過 偏移卷膽 圖5-12 “基準軸”對話框 圖5-13基準軸A 1