兩級圓柱齒輪減速器的設(shè)計及有限元分析 畢業(yè)設(shè)計

1、ee題 目 兩級圓柱齒輪減速器的設(shè)計及有限元分析 學(xué)生姓名 e 學(xué)號 ee 所在學(xué)院 機械工程學(xué)院 專業(yè)班級 ee 指導(dǎo)教師 ee _ 完成地點 校內(nèi) 2009 年 6 月 17 日兩級圓柱齒輪減速器的設(shè)計及有限元分析ee(ee)指導(dǎo)教師：ee摘要本設(shè)計是一個展開式二級圓柱齒輪減速器，主要目的是為了提高減速器的設(shè)計效率以及完成齒輪在嚙合時兩個齒輪的非線性應(yīng)力分析。本文主要利用了pro/e三維軟件和ansys有限元分析軟件。首先，通過計算完成齒輪設(shè)計、軸設(shè)計、齒輪及軸強度校核等設(shè)計計算；然后，利用pro/e軟件對減速器進行三維造型設(shè)計，并對它進行模型裝配及運動仿真分析，使設(shè)計結(jié)果得到更直觀的體現(xiàn)

2、；最后，利用ansys軟件對其中一對直齒輪進行參數(shù)化建模，利用apdl語言在ansys軟件中自動生成齒輪的漸開線，再利用圖形界面操作模式，通過鏡像、旋轉(zhuǎn)等命令，生成兩個相互嚙合的大小齒輪，并對它進行了非線性應(yīng)力分析，得出兩個大小齒輪的接觸應(yīng)力分布云圖。通過利用pro/e軟件對減速器進行三維造型與仿真分析，我們可以通過仿真虛擬減速器的實際運動過程，從而提高了設(shè)計的準(zhǔn)確性和縮短了設(shè)計的周期，通過利用ansys軟件分析一對齒輪嚙合時的應(yīng)力，可以知道，用傳統(tǒng)的方法設(shè)計齒輪，是將齒輪的可靠度放大了，在實際設(shè)計過程中，我們可以減少齒輪的尺寸，從而節(jié)省了原材料，降低了生產(chǎn)的成本。關(guān)鍵字減速器，pro/e，三

3、維造型，運動仿真，ansys，有限元分析，非線性應(yīng)力分析the design and finite element analysis of two cylindrical gear reduceee(ee)tutor: eeabstract: the design is an expansion of two cylindrical gear reducer, the main purpose is to improve the design efficiency of reducer and gear mesh in two gear nonlinear stress analysis. t

4、his paper mainly use the pro/e software for 3d software and finite element analysis software ansys. first of all, by calculating the complete gear design, shaft design, gear and axle strength check calculation; then, three-dimensional modeling design for the reducer using pro/e software, and analyze

5、d the model assembly and motion simulation, the design results reflected more intuitive; finally, one of the gear parametric modeling using ansys software, the use of apdl language automatic generation of involutes gear in ansys software, to use graphical interface mode of operation, through the mir

6、ror, rotate command, generates two meshing gears, and it is a nonlinear stress analysis, the size of the two gear contact stress distribution reprogram. through the analysis of 3d modeling and simulation of the reducer using pro/e software, we can actually exercise process through the simulation of

7、virtual reducer, in order to improve the accuracy of design and shorten the design cycle, through the use of ansys software analysis of the stress of gear mesh, we can know, using traditional methods of design of gear, the gear reliability amplification, in the process of design, we can reduce the g

8、ear size, which saves raw materials, reduces the production cost.key words: reducer, pro/e, three-dimensional modeling , motion simulation , ansys , finite element analysis，nonlinear stress analysis 目 錄緒論11設(shè)計研究的意義12文中采用軟件簡介23本文主要研究內(nèi)容31 圓柱齒輪減速器的設(shè)計計算41.1系統(tǒng)總體方案設(shè)計41.2電動機的選擇41.3計算總傳動比及分配各級傳動比51.4計算傳動裝置的運

9、動和動力參數(shù)51.5 傳動零件的設(shè)計計算61.5.1 高速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計61.5.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計81.6軸的設(shè)計與計算111.6.1 輸入軸的設(shè)計與計算111.6.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計161.6.3 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計161.7 滾動軸承的選擇及校核計算171.7.1 輸入軸滾動軸承壽命計算171.7.2 中間軸滾動軸承壽命計算181.7.3 輸出軸滾動軸承壽命計算191.8 鍵連接的選擇及校核計算201.8.1 輸入軸鍵的強度校核計算201.8.2 中間軸鍵的強度校核計算201.8.3 輸出軸鍵強度校核計算201.9 聯(lián)軸器的選擇212 減速器的部分部件的三維建模222

10、.1 圓柱直齒輪的三維建模過程222.2 軸的三維模型圖292.2.1 軸1的實體模型圖292.2.2 軸2的實體模型圖292.2.3 軸3的實體模型圖292.3 鍵的三維模型圖302.4 軸承的實體模型圖302.5 視孔蓋和窺視孔的三維模型圖302.6 油標(biāo)的三維模型圖312.7 起蓋螺釘?shù)娜S模型圖312.8 軸承端蓋的三維模型圖312.9 箱座的三維建模圖322.10 箱蓋的三維建模圖323 減速器的裝配及運動仿真333.1減速器爆炸圖333.2 減速器的裝配333.3 減速器的運動仿真344 直齒圓柱齒輪嚙合應(yīng)力有限元分析364.1 建立直齒輪模型364.2 幾何模型的網(wǎng)格劃分404.

11、3 創(chuàng)建接觸對414.4施加邊界條件與加載434.5 求解444.6 查看結(jié)果444.7 結(jié)果分析455 結(jié)論46附錄148參 考 文 獻5149緒論減速器是一種介于原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，主要作用是用來傳遞動力和增大轉(zhuǎn)矩，廣泛應(yīng)用于機械行業(yè)，如礦業(yè)生產(chǎn)、化工設(shè)備、汽車制造、農(nóng)業(yè)生產(chǎn)等領(lǐng)域，在種類繁多的減速器中，圓柱齒輪減速器是較為普遍使用的傳動裝置，齒輪減速器在設(shè)計過程中涉及機械設(shè)計各個方面，如幾何參數(shù)設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計、標(biāo)準(zhǔn)件選型、強度設(shè)計、動力學(xué)設(shè)計、潤滑與密封等。如果采用傳統(tǒng)的設(shè)計方法去設(shè)計一個減速器，可能因為計算量太大，過程比較繁雜，很容易在設(shè)計過程中出錯，而且設(shè)計周期長

12、，浪費人力財力。隨著計算機技術(shù)在機械制造中的廣泛應(yīng)用，改變了傳統(tǒng)設(shè)計減速器的過程，我們可以通過簡單的設(shè)計計算，然后利用pro/e軟件對減速器進行三維造型、模型裝配，進而對它進行運動仿真，不僅模擬出了它的實際形狀，而且模擬出了它的實際運動過程。在圓柱齒輪傳動過程中，最容易出現(xiàn)失效的是齒輪，因此，我們要對設(shè)計出來的齒輪進行分析，ansys軟件是一個比較好的有限元分析軟件，我們可以用它來分析圓柱齒輪在嚙合時的非線性應(yīng)力狀態(tài)。1設(shè)計研究的意義 圓柱齒輪減速器由于具有固定傳動比、結(jié)構(gòu)緊湊、機體封閉并有較大剛度、傳動可靠性好等特點，因此成為工程應(yīng)用中普遍使用的機械傳動裝置，被廣泛應(yīng)用于建材、起重、運輸、冶

13、金、化工和輕工等行業(yè)。一些類型的減速器已經(jīng)有了系列標(biāo)準(zhǔn)，可以由專門的制造廠生產(chǎn)。但在傳動布置、結(jié)構(gòu)尺寸、功率、傳動比等有特殊要求，由標(biāo)準(zhǔn)不能選出時，需自行設(shè)計制造。齒輪是機械中廣泛應(yīng)用的傳動零件之一，形式很多，應(yīng)用廣泛。齒輪傳動具有傳動功率范圍大、傳動效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、傳動比準(zhǔn)確、使用壽命長、工作可靠性好等優(yōu)點。因此齒輪傳動技術(shù)成為機械工程技術(shù)的重要組成部分，在一定程度上標(biāo)志著機械工程技術(shù)的水平。由于齒輪傳動在機械行業(yè)乃至整個國民經(jīng)濟中的地位和作用，齒輪被公認(rèn)為工業(yè)和工業(yè)化的象征。但從零件的失效情況來看，齒輪也是最容易出故障的零件之一。齒輪傳動在運行工況中常常會發(fā)生輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕

14、、齒面膠合、塑性變形等很多問題。導(dǎo)致傳動性能失效，進而引發(fā)嚴(yán)重的生產(chǎn)事故。據(jù)統(tǒng)計，在各類機械故障中齒輪失效就占總數(shù)的60%以上，其中齒面損壞和齒根斷裂均為齒輪失效的主要原因。因而有必要對齒輪接觸狀態(tài)的強度性能進行合理的評估并校核其結(jié)構(gòu)的可靠性。為此人們對齒輪的齒面接觸應(yīng)力進行了大量的研究與分析。然而，傳動齒輪復(fù)雜的應(yīng)力分布情況和變形機理成為了齒輪設(shè)計困難的主要原因，而有限元理論和各種有限元分析軟件的出現(xiàn)，讓普通設(shè)計人員無需對齒輪做大量的分析研究，就可以基本掌握齒輪的受力和變形情況，并可以利用有限元計算結(jié)果，找出設(shè)計中的薄弱環(huán)節(jié)，進而達到齒輪進行設(shè)計的目的。由于有特殊要求的減速器其設(shè)計過程繁瑣、

15、周期長、效率低，因而在整個設(shè)計過程中，需要對它進行實體建模，并進行運動仿真及有限元分析。計算機輔助設(shè)計工程（cad/cae）和ansys有限元分析軟件等技術(shù)，經(jīng)過幾十年的發(fā)展已經(jīng)日趨成熟，計算機輔助繪圖已經(jīng)成為計算機輔助設(shè)計、計算機輔助制造的重要組成部分，由于繪圖速度快，而且分析準(zhǔn)確性高，所以被廣泛應(yīng)用于航空、機械、電子、建筑等行業(yè)。將計算機輔助設(shè)計與傳統(tǒng)機械設(shè)計過程相結(jié)合，能夠大大縮短產(chǎn)品設(shè)計周期，提高效率，減輕勞動強度，同時在設(shè)計過程中對產(chǎn)品進行仿真分析及有限元分析，因而可以有效避免原材料的浪費，最大限度降低生產(chǎn)成本?；谀壳拔覈芍圃鞓I(yè)大國向制造業(yè)強國邁進的基本國情，減速器的實體建模及運

16、動仿真分析，對其設(shè)計過程顯得尤為重要，當(dāng)然對其進行有限元的分析也很重要，可以了解實際工作時所處的應(yīng)力狀態(tài)。本文研究內(nèi)容能夠在一定程度上縮短減速器的設(shè)計周期，降低生產(chǎn)成本，降低勞動者的勞動強度，提高勞動生產(chǎn)率，提高減速器設(shè)計質(zhì)量。2文中采用軟件簡介（1）pro/e軟件的介紹本設(shè)計中減速器的實體模型及運動仿真分析都是在pro/e三維設(shè)計軟件中進行的。1985年美國ptc公司開始建模軟件的研究，1988年v1. 0的pro/engineer誕生，隨后美國通用汽車公司將該技術(shù)應(yīng)用于各種類型的減速器設(shè)計與制造中。目前在基于pro/e的減速器的模型設(shè)計、數(shù)據(jù)分析與生產(chǎn)制造方面美國、德國和日本處于領(lǐng)先地位。

17、pro/engineer技術(shù)可以方便快捷的實現(xiàn)建立基于零件或子裝配體的三維模型設(shè)計和裝配，并且提供了豐富的約束條件完成可以滿足的工程實踐要求。建立三維模型在裝配體環(huán)境下可以很好的對零件進行編輯和修改，在生產(chǎn)實際中便捷的把立體圖轉(zhuǎn)換為工程圖，在生產(chǎn)應(yīng)用中充分利用pro/e軟件進行幾何造型設(shè)計，進一步利用數(shù)控加工設(shè)備進行技術(shù)加工，可以顯著提高減速器的設(shè)計制造精密、設(shè)計制造質(zhì)量、設(shè)計制造效率，從而縮短產(chǎn)品更新?lián)Q代生產(chǎn)的整個周期。其最顯著的特征就是使用參數(shù)化的特征造型。涵蓋了產(chǎn)品從概念設(shè)計、工業(yè)造型設(shè)計、三維模型設(shè)計、分析計算、動態(tài)模擬與仿真，到工程圖的輸出、生產(chǎn)加工成產(chǎn)品的全過程。本軟件采用單一數(shù)據(jù)

18、庫、參數(shù)化、基于特征、全相關(guān)的概念，改變了機械cadcaecam 的傳統(tǒng)觀念，這種全新的概念已成為當(dāng)今世界機械cadcaecam 領(lǐng)域的新標(biāo)準(zhǔn)。pro/e引入了行為建模功能，可以通過對用戶的設(shè)計要求和目標(biāo)的分析，自動得到最優(yōu)結(jié)果。它所涉及的主要行業(yè)包括工業(yè)設(shè)計、機械、仿真、制造和數(shù)據(jù)管理、電路設(shè)計、汽車、航天、玩具等。pro/e系統(tǒng)用戶界面簡潔，概念清晰，符合工程設(shè)計人員的設(shè)計思想和習(xí)慣，整個系統(tǒng)建立在統(tǒng)一的數(shù)據(jù)庫基礎(chǔ)上，具有完整而統(tǒng)一的模型。而我國在pro/e的減速器三維模型設(shè)計方面還相對比較薄弱，因此，隨著經(jīng)濟全球化的發(fā)展，在此技術(shù)上我國需要不斷的突破創(chuàng)新，逐步提高“中國創(chuàng)造”在國際市場的

19、競爭力。（2）ansys有限元分析軟件介紹由美國ansys公司開發(fā)的計算機模擬工程結(jié)構(gòu)有限元分析軟件ansys現(xiàn)已成為世界頂端的有限元分析軟件。本論文以ansys軟件為平臺，以直齒圓柱齒輪為實例，研究了在ansys環(huán)境下實現(xiàn)齒輪精確建模、齒根應(yīng)力分析、接觸應(yīng)力分析的方法。本論文采用采用apdl語言在ansys中完成齒輪精確建模，這種在ansys中建立的模型與其他諸如ug、pro/e等cad軟件中建立模型,然后導(dǎo)入到anays中進行分析相比，既省時省力，又克服了模型轉(zhuǎn)換過程中容易出現(xiàn)的一些問題。根據(jù)有限元分析結(jié)果，與赫茲公式計算結(jié)果進行對比，驗證了分析結(jié)果的可靠性，在保證結(jié)構(gòu)安全可靠運行的條件下

20、，提高設(shè)計制造的效率，降低設(shè)計研制成本。一個完整的ansys應(yīng)用分析，典型的分析過程分為四個主要步驟：a.前處理pepp7（general preprocessor） 創(chuàng)建或讀入有限元模型，建立有限元模型所需輸入的資料，如節(jié)點坐標(biāo)、單元內(nèi)節(jié)點排列次序等；定義材料屬性；劃分網(wǎng)格。b.求解solu(solution processor)施加荷載,設(shè)定約束條件以及求解。c.一般后處理post1(general postprocessor)或時間歷程后處理post26（time domain postprocessor）查看求解結(jié)果中的變形、應(yīng)力、應(yīng)變、反作用力等基本信息；獲取求解結(jié)果分析信息；繪制求

21、解結(jié)果的各種分析曲線；獲取動態(tài)分析結(jié)果用與時間相關(guān)的結(jié)果處理。post1用于靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析、屈曲分析及模態(tài)分析，將求解所得的結(jié)果，如變形、應(yīng)力、內(nèi)力等資料，通過圖形接口以各種不同表示方式把變形圖、應(yīng)力圖等顯示出來。而post26僅用于動態(tài)結(jié)構(gòu)分析，用于與時間相關(guān)的時域處理。d.結(jié)果分析檢查分析結(jié)果，檢驗分析結(jié)果。在得到檢驗分析結(jié)果后，如果檢驗結(jié)果正確，則分析的問題得到解決。如果檢驗結(jié)果與實際工程系統(tǒng)誤差較大，則需要提供改進分析方案，重新回到當(dāng)前處理進行分析。ansys 除了采用gui（圖形操作界面）以外，還能采用命令流方式完成分析，即進行參數(shù)化設(shè)計編程（ansys parametric desi

22、gn language, apdl）。ansys參數(shù)設(shè)計語言采用高級程序語法的規(guī)則進行，如參數(shù)的定義、數(shù)學(xué)表達式、分支及循環(huán)等。因此可以通過參數(shù)化變量方式建立分析模型，用建立智能化分析的手段為用戶提供了自動完成有限元分析過程的功能，是ansys 進行二次開發(fā)的工具之一。3本文主要研究內(nèi)容減速器的參數(shù)選擇參考機械設(shè)計課程設(shè)計中的二級直齒圓柱齒輪減速器的數(shù)據(jù)，并在此基礎(chǔ)上對其進行適當(dāng)?shù)暮喕蛢?yōu)化后，利用pro/e軟件進行三維實體建模，包括箱體、軸、齒輪軸、斜齒圓柱齒輪及部分標(biāo)準(zhǔn)件，其中詳述斜齒圓柱齒輪的參數(shù)化建模過程、減速器裝配及其運動學(xué)仿真過程，并對一對齒輪嚙合進行有限元分析，來驗證齒輪設(shè)計設(shè)計

23、的正確性和可行性。該設(shè)計過程包括：（1）系統(tǒng)的總體設(shè)計計算；（2）直齒圓柱齒輪參數(shù)化設(shè)計；（3）軸上其他零部件的設(shè)計與計算；（4）三維實體建模；（5）模型裝配與運動仿真分析；（6）直齒輪嚙合有限元分析；（7）結(jié)論分析。1 圓柱齒輪減速器的設(shè)計計算1.1系統(tǒng)總體方案設(shè)計 傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖如下：圖1.1 傳動裝置總體效果圖工作條件：表1-1 工作要求參數(shù)列表工作拉力工作速度卷筒直徑61.3400連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，輸出端一般為帶式運輸機，其工作速度允許誤差為5。傳動系統(tǒng)中采用二級展開式圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速級都采用直齒圓

24、柱齒輪傳動。1.2電動機的選擇根據(jù)已知工作條件計算： 工作機所需功率： 圓柱齒輪傳動（7級精度）的效率: 圓錐滾子軸承的傳動效率: 彈性聯(lián)軸器的傳動效率: 傳動系統(tǒng)總效率: 工作機所需輸入端功率:由此初步確定輸入端可選電動機參數(shù)如下表1-2:表1-2 電動機參數(shù)列表電動機型號額定功率（）同步轉(zhuǎn)速（）滿載轉(zhuǎn)速（）y160m-1411150014601.3計算總傳動比及分配各級傳動比此傳動系統(tǒng)總傳動比:所以此二級圓柱齒輪減速器的總傳動比：為了便于二級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度hbs350,齒寬系數(shù)相等時?？紤]面接觸強度接近相等的條件，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比

25、分配如下：高速級傳動比： 低速級傳動比：1.4計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算：1軸（減速器高速軸） 2軸（減速器中間軸）=3軸（減速器低速軸）1.5 傳動零件的設(shè)計計算1.5.1 高速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計1.定材料、精度等級、齒數(shù)選擇直齒圓柱齒輪傳動，小齒輪材料為，硬度為280hbs，大齒輪材料為，硬度為240hbs，二者硬度之差為40hbs，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)。2.按齒面接觸強度設(shè)計(1)確定式內(nèi)各參數(shù)：1)載荷系數(shù)試選:2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩: 3)由表10-7選取齒寬系數(shù)4)由表10-6得材料的彈性影響系數(shù):5)大、小

26、齒輪的接觸疲勞極限:應(yīng)力循環(huán)次數(shù):6)由圖10-21d得接觸疲勞壽命系數(shù)，確定許用接觸應(yīng)力,取安全系數(shù), 取 （2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑: 2)計算圓周速度: 3）計算齒寬：4）計算齒寬與齒高之比：模數(shù) 齒高 5）計算載荷系數(shù)k 系數(shù)，根據(jù)，選7級精度,得動載系數(shù),直齒輪，由于是小齒輪相對于軸承是非對稱布置， ,故載荷系數(shù)：6）校正分度圓直徑計算模數(shù)： 3.齒根彎曲疲勞強度校核 （1）確定公式中各參數(shù)值:1）大小齒輪的彎曲疲勞強度極限查取2）查取彎曲疲勞壽命系數(shù)查取3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取定彎曲疲勞安全系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力: 4）計算載荷系數(shù) 5)查取齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)， 比較取

27、其中較大值代入公式計算 6)大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度校核計算 取，然后按接觸強度設(shè)計，分度圓直徑，計算出小齒輪齒數(shù) ，4.齒輪的幾何尺寸設(shè)計計算 1)兩輪分度圓直徑 =m 2)中心距 3)計算齒寬，取1.5.2 低速級直齒圓柱齒輪傳動設(shè)計1.定材料、精度等級、齒數(shù)選擇直齒圓柱齒輪傳動，小齒輪材料為，硬度為280hbs，大齒輪材料為，硬度為240hbs，二者硬度之差為40hbs，載荷平穩(wěn)齒輪速度不高，初選7級精度，小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)。2.按面接觸疲勞強度計算（1）確定各式參數(shù)：1）載荷系數(shù)試選:2）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩:3）取，材料系數(shù):。4）大，小齒輪的接觸疲勞極限:5）應(yīng)

28、力循環(huán)次數(shù):6)接觸疲勞壽命系數(shù)確定許用接觸應(yīng)力,取安全系數(shù),取 （2）計算1)計算小齒輪分度圓直徑: 2)計算圓周速度: 3）計算齒寬：計算齒寬與齒高之比：模數(shù) 齒高 4）計算載荷系數(shù)k 系數(shù)，根據(jù)，選7級精度,得動載系數(shù) ,直齒輪，則 5）校正分度圓直徑計算模數(shù)： 3.齒根彎曲疲勞強度校核 (1) 確定式內(nèi)各參數(shù)值:1) 大小齒輪的彎曲疲勞強度極限查取2) 彎曲疲勞壽命系數(shù)查取3) 取定彎曲疲勞安全系數(shù)許用彎曲應(yīng)力: 4）計算載荷系數(shù)5)查齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) ，計算 比較取其中較大值代入公式計算 6)大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按小齒輪校核齒根彎曲疲勞強度校核計算 取，然后按接觸強度設(shè)計，分度圓

29、直徑，算出小齒輪齒數(shù) ，4.齒輪的幾何尺寸設(shè)計計算 1)兩輪分度圓直徑 =m 2)中心距 3)計算齒寬，取 1.6軸的設(shè)計與計算1.6.1 輸入軸的設(shè)計與計算（1）求作用在齒輪上的力：已知，由前面計算已知分度圓直徑，則（2）初步確定輸入軸的最小直徑：選軸的材料為45鋼（調(diào)制處理），根據(jù)文獻1表15-3，取，于是得，取(3)聯(lián)軸器的選擇：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查表14-1，取，則(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸的裝配方案圖1.21 高速軸的結(jié)構(gòu)圖根據(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，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，取，其中，。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有

30、徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由文獻1表15-7中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，故，3-4段需要制出一軸肩，故，小直齒輪裝在在6-7軸段，由于小直齒輪齒厚，故，。小直齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻1表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為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；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為。(5)求軸上的載荷，確定截面。表1-3軸上載荷載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m 總彎矩扭矩t(6)按彎

31、扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）由文獻1表15-1查得，故安全。(7)精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面 承載齒輪的截面7左右兩側(cè)受應(yīng)力最大，故只需校核承載齒輪的截面7左右兩側(cè)即可。截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面5右側(cè)彎矩m為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得，。又由文獻1附圖3-1可得軸的材料敏感系數(shù)為。故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由文獻1附圖3-2的尺寸

32、系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由文獻1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。截面7左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5左側(cè)彎矩m為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由文獻1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。1.6.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖1.23 中間軸的結(jié)構(gòu)圖(1)確定輸入軸的最小直徑：選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻1表15-3，取,于是得，(2)軸2的尺寸確定取，

33、即，取，。1.6.3 輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖1.25 低速軸的結(jié)構(gòu)圖(1)確定輸入軸的最小直徑：選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻1表15-3，取,于是得，(2)軸3的尺寸確定取，即，取，。1.7 滾動軸承的選擇及校核計算1.7.1 輸入軸滾動軸承壽命計算初步選擇滾動軸承，由文獻2表6-7中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為：， ，。表1-4軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則 則 則 則查表得，則4.驗證軸承壽命故合格。1.7.2 中間軸滾動軸承壽命計算初步選擇滾動軸承，由文獻2表6-7中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承3031

34、4，其尺寸為：， ，。表1-5軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f 則 則 則 則查表得，則4.驗證軸承壽命故合格。1.7.3 輸出軸滾動軸承壽命計算初步選擇滾動軸承，由文獻2表6-7中初步選取03基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸為：， ，。表1-6軸承上的載荷載荷水平面h垂直面v支反力f則 則 則 則查表得，則4.驗證軸承壽命故合格。1.8 鍵連接的選擇及校核計算1.8.1 輸入軸鍵的強度校核計算校核輸入軸聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，其中，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。校核小圓柱直齒輪1處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，

35、接觸長度，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。1.8.2 中間軸鍵的強度校核計算校核大圓柱直齒輪1處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。校核小圓柱直齒輪2處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。1.8.3 輸出軸鍵強度校核計算校核大圓柱直齒輪2處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。校核輸出軸聯(lián)軸器的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則平鍵連接的強度條件：故平鍵滿足強度要求。1.9 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)工作要求，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器較

36、合理。輸入軸聯(lián)軸器選用型號lx1，公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速，軸徑為， ， ，故適用。輸入軸聯(lián)軸器選用型號lx4，公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速，軸徑為， ， ，故適用。聯(lián)軸器的校核計算已知輸入軸，由文獻1表14-1查得，由式（14-1）得，故滿足要求。已知輸出軸，由表文獻114-1查得，由式（14-1）得，故滿足要求。2.電機選擇2.1電動機選擇（倒數(shù)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：；工作機所需功率為：；傳動裝置的總效率為：；傳動滾筒 滾動軸承效率 閉式齒輪傳動效率 聯(lián)軸器效率 代入數(shù)值得：所需電動機功率為：略大于 即可。選用同步轉(zhuǎn)速1460r/min

37、；4級 ；型號 y160m-4.功率為11kw2.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速取滾筒直徑1.分配傳動比（1）總傳動比(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則低速級的傳動比2.1.4 電機端蓋組裝cad截圖 圖2.1.4電機端蓋2.2 運動和動力參數(shù)計算2.2.1電動機軸 2.2.2高速軸2.2.3中間軸2.2.4低速軸2.2.5滾筒軸3.齒輪計算3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)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(diào)質(zhì)），硬度為280 hbs，大齒輪材料

38、為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240 hbs，二者材料硬度差為40 hbs。4選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。取5初選螺旋角。初選螺旋角3.2按齒面接觸強度設(shè)計由機械設(shè)計設(shè)計計算公式（10-21）進行試算，即3.2.1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)1。（2）由機械設(shè)計第八版圖10-30選取區(qū)域系數(shù)。（3）由機械設(shè)計第八版圖10-26查得，則。（4）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。（5）由機械設(shè)計第八版表10-7 選取齒寬系數(shù)（6）由機械設(shè)計第八版表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（7）由機械設(shè)計第八版圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 。13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。（9

39、）由機械設(shè)計第八版圖（10-19）取接觸疲勞壽命系數(shù); 。（10）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由機械設(shè)計第八版式（10-12）得（11）許用接觸應(yīng)力3.2.2計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=49.56mm（2）計算圓周速度（3）計算齒寬及模數(shù) =2mmh=2.252.252=4.5mm49.56/4.5=11.01（4）計算縱向重合度0.318124tan=20.73（5）計算載荷系數(shù)k。已知使用系數(shù)根據(jù)v= 7.6 m/s,7級精度，由機械設(shè)計第八版圖10-8查得動載系數(shù)由機械設(shè)計第八版表10-4查得的值與齒輪的相同，故由機械設(shè)計第八版圖 10-13查得由機械設(shè)計

40、第八版表10-3查得.故載荷系數(shù)11.111.41.42=2.2（6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式（10-10a）得（7）計算模數(shù) 3.3按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-17）3.3.1確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)。 =2.09（2）根據(jù)縱向重合度 ，從機械設(shè)計第八版圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)（3）計算當(dāng)量齒數(shù)。（4）查齒形系數(shù)。由表10-5查得（5）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由機械設(shè)計第八版表10-5查得（6）由機械設(shè)計第八版圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲強度極限 ；（7）由機械設(shè)計第八版圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ，；（8）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取

41、彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4,由機械設(shè)計第八版式（10-12）得（9）計算大、小齒輪的 并加以比較。=由此可知大齒輪的數(shù)值大。3.3.2設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 大于由齒面齒根彎曲疲勞強度計算 的法面模數(shù)，取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(yīng)有的齒數(shù)。于是由取 ，則 取 3.4幾何尺寸計算3.4.1計算中心距a=將中以距圓整為141mm.3.4.2按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。3.4.3計算大、小齒輪的分度圓直徑3.4.4計算齒輪寬度圓整后取.低速級取m=3;由 取

42、圓整后取表 1高速級齒輪：名稱代號計 算 公 式 小齒輪大齒輪模數(shù)m22壓力角2020分度圓直徑d=227=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑表 2低速級齒輪：名稱代號計 算 公 式 小齒輪大齒輪模數(shù)m33壓力角2020分度圓直徑d=327=54=2109=218齒頂高齒根高齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑4.軸的設(shè)計4.1低速軸4.1.1求輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 若取每級齒輪的傳動的效率,則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圓周力 ,徑向力 及軸向力 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(diào)質(zhì)處理.根據(jù)機械設(shè)計第八版

43、表15-3,取 ,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩, 查表考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 ,則:按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-2003或手冊,選用lx4型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000 .半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取 ,半聯(lián)軸器長度 l=112mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.4.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 圖4-1（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)根據(jù)聯(lián)軸器為了滿足半聯(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

44、2-3段的直徑 ;左端用軸端擋圈,按軸端直徑取擋圈直徑d=65mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故1-2 段的長度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取.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(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游子隙組 、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30313。其尺寸為ddt=65mm140mm36mm，故 ；而。3）取安裝齒輪處的軸段4-5段的直徑 ；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(yīng)略短于輪轂寬度，故取 。齒

45、輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度 ，故取h=6mm ，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)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 低速軸的相關(guān)參數(shù)：表4-1功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩1-2段軸長84mm1-2段直徑50mm2-3段軸長40.57mm2-3段直徑62mm3-4段軸長49.5mm3-4段直徑65mm4-5段軸長85mm4-5段直徑70mm5-6段軸長60.5mm5-6段直徑82mm6-7段軸長54.5mm6-7段直徑65mm（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周

46、向定位均采用平鍵連接。按查表查得平鍵截面b*h=20mm12mm，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 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為14mm9mm70mm，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。4.2中間軸4.2.1求輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩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：（2）因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：4.2.3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(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取 ,于是得

47、：軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑。圖 4-24.2.4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(jù),由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游子隙組 、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承。其尺寸為dd*t=35mm72mm18.25mm，故，；（2）取安裝低速級小齒輪處的軸段2-3段的直徑 ；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95mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取 。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。（3）取安裝高速級大齒輪的軸段4-5段的直徑齒

48、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56mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 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。按查表查得平鍵截面b*h=22mm14mm。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14mm9mm70mm，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(shù)：表4-2功率10.10kw轉(zhuǎn)速362.2r/min轉(zhuǎn)矩263.61-2段軸長29.3

49、mm1-2段直徑25mm2-3段軸長90mm2-3段直徑45mm3-4段軸長12mm3-4段直徑57mm4-5段軸長51mm4-5段直徑45mm4.3高速軸4.3.1求輸出軸上的功率轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩若取每級齒輪的傳動的效率,則4.3.2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4.3.3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(diào)質(zhì)處理.根據(jù)表15-3,取 ,于是得：輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 , 查表 ,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小,故取 ,則:按照計算轉(zhuǎn)矩 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)gb/t 5014-2003 或手冊,選用lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為560000 .半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取 ,半聯(lián)軸器長度 l=82mm ,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.4.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.4.1擬定軸上零件的裝配方案圖4-34.4.2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) 軸器的軸向定位要示求,1-2軸段右端需制出一軸肩,故取2-3 段的直徑 ;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 ,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(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取.