雙環(huán)減速器實體造型及運動模擬

雙環(huán)減速器實體造型及運動模擬摘 要雙環(huán)減速器是一種新型減速器，論述了雙環(huán)減速器的傳動原理、結(jié)構(gòu)特性、傳動比、運動學(xué)分析、動力學(xué)分析及裝配條件進行分析研究。建立該環(huán)式減速器系統(tǒng)的受力模型,并對減速器的關(guān)鍵部件,如偏心軸軸承、雙環(huán)減速器的內(nèi)齒環(huán)板，進行受力分析,得出偏心軸承的受力特性曲線。通過對雙環(huán)減速器嚙合特性的詳細分析,提出了雙環(huán)減速器嚙合效率的一種簡便、準(zhǔn)確的新算法，這種算法提高了對雙環(huán)減速器的設(shè)計效率。論述了機構(gòu)的平衡性以及兩個內(nèi)齒行星齒輪的瞬時嚙合相位差，推導(dǎo)出傳動比、轉(zhuǎn)臂偏心軸承作用力及其支承反力最大值的計算公式，繪制出轉(zhuǎn)臂偏心軸承作用力的變化曲線圖。學(xué)習(xí)I-DEAS的造型方法，并在I-DEAS軟件中，對雙環(huán)減速器進行三維實體造型及運動模擬。通過以上的內(nèi)容分析，為設(shè)計和研究這種雙環(huán)減速器提供了一定的理論依據(jù)。關(guān)鍵詞 雙環(huán)減速器，運動模擬，實體造型 ,裝配條件，算法ABSTRACTDouble-ringreducerisanewkindofdeceleration,itstransmissionprinciple、structuralproperty、transmissionratio、movementanalysis、dynamicsanalysisandassemblyconditionsarediscussedinthisresearch.Thestatisticmodelofringreducerisestablished,anditsstatisticanalysisofkeycomponents,justasbearsofeccentricityshafts、innerteethringplateareanalyzedandtheforcepropertyfunctionofeccentricityshaftisgotten.Afterdetailanalysisforcontactpropertyofdouble-ringreducer,asimpleandaccuratemethodforcalculatingtheefficiencyofengagementisextraction,itisusefultoraisethedesigningefficiencyofdouble-ringreducer.Thestructuralbalanceandtheinstantphasemarginoftwoinnerteethplategearsarediscussedandthecontactratio、theequationforcalculatingmaxforceofeccentricityshaftsareconcludedandtheforcechangingcurveofeccentricityshaftsaredrawn.Finally,welearnmethodofI-DEASsoftwareabout3Dentitymodel,andapplysoftwareI-DEAStoestablish3Dentitymodel、virtualassemblyandmovementsimulationofdouble-ringreducer.Afteraboveanalysis,thesetheoriesfordesigningandstudyofdouble-ringreducerareprovidedinourresearch.KEYWORDSDOUBLE-RINGREDUCER,MOVEMENTSIMULATION,THEENTITYMODEL,THEASSEMBLYCONDITION,PROGRAMMETHOD目 錄摘要...........................................................................................................................ⅠABSTRACT...................................................................................................................Ⅱ1緒論............................................................................................................................32傳動原理及參數(shù)確定....................................................................................................42.1傳動原理....................................................................................................................42.2雙環(huán)減速器的設(shè)計......................................................................................................52.2.1少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動齒輪變位系數(shù)的確定..........................................................62.2.2新型雙環(huán)減速器結(jié)構(gòu)的確定.................................................................................82.3雙環(huán)減速器齒輪參數(shù)設(shè)計.........................................................................................102.4本章小結(jié)..................................................................................................................113雙環(huán)減速器的設(shè)計......................................................................................................113.1雙環(huán)減速器主要零部件的設(shè)計...................................................................................113.1.1內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動....................................................................................113.1.2減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計算153.1.3輸出軸的設(shè)計計算..............................................................................................163.1.4平衡齒輪傳動的設(shè)計...........................................................................................223.1.5平衡軸的設(shè)計計算..............................................................................................223.1.6輸入軸的設(shè)計計算..............................................................................................233.1.7環(huán)板尺寸的確定..................................................................................................283.2雙環(huán)減速器箱體的設(shè)計.............................................................................................293.2.1減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸....................................................................................294雙環(huán)減速器的三維實體造型......................................................................................314.1箱體的三維實體造型.................................................................................................314.1.1箱座的實體造型..................................................................................................324.1.2箱蓋的實體造型..................................................................................................345雙環(huán)減速器的虛擬裝配及運動模擬 365.1裝配的基本原理及步驟 365.2雙環(huán)減速器的裝配過程 375.2.1建立裝配體系 375.2.2裝配子裝配——軸系 1（輸出軸） 385.2.3裝配子裝配——軸系 2（輸入軸 1） 385.2.4裝配子裝配——軸系 3（輸入軸 2） 405.2.5裝配子裝配——軸系 4（平衡軸） 405.2.6總體裝配415.3雙環(huán)減速器的運動模擬 436結(jié) 論 44參考文獻 44附錄A：內(nèi)嚙合變位齒輪數(shù)據(jù)的推導(dǎo) 46致 謝 51緒論雙環(huán)減速器是屬于內(nèi)齒行星齒輪傳動中的一種。內(nèi)齒行星齒輪傳動不需要少齒差外齒行星輪傳動的輸出機構(gòu)，其發(fā)展趨勢有可能成為一種新型的通用減速器。少齒差雙環(huán)行星減速器，由于具有功率分流、內(nèi)嚙合和多齒接觸等特點，且具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、重量輕、傳動比大、傳動效率高、承載能力強、制造成本低等優(yōu)點。近年來已開始在冶金、水泥、船舶、環(huán)保、建筑等各工業(yè)部門推廣應(yīng)用。三環(huán)減速器已經(jīng)系列化生產(chǎn)并有相應(yīng)的行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。但雙環(huán)減速器目前仍無相應(yīng)的行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。內(nèi)齒行星齒輪傳動可單軸輸入或雙軸輸入動力，有單環(huán)，雙環(huán)，三環(huán)和多環(huán)之分。雙環(huán)雙軸輸入式減速器克服了單環(huán)，雙環(huán)單軸輸入不能傳遞動力的缺點，改善了單環(huán)雙軸輸入式的平衡性能和受力狀態(tài)，且又比三環(huán)，多環(huán)的承載能力大，軸向結(jié)構(gòu)尺寸小，設(shè)計安裝方便。因此，對其作進一步分析研究很有必要。在我國早在1956年，著名的機械學(xué)家朱景櫬教授就提出了“雙曲柄輸入式少齒差結(jié)構(gòu)”。它引導(dǎo)了我國的傳動技術(shù)的發(fā)展。雖然我國對少齒差結(jié)構(gòu)已研究多年，也有許多的學(xué)者對雙環(huán)減速器作出了一定的成績，但是對雙環(huán)減速器的研究還不是很多，并且其發(fā)展速度也不快。但是我國現(xiàn)目前對雙環(huán)減速器的研究，已經(jīng)涌現(xiàn)出我國了大量的研究人士，并且其發(fā)展速度越來越快，并且其研究的方法也越來越先進。我國的有些企業(yè)，其管理理念，設(shè)計制造能力都處于快速發(fā)展上升之勢，實現(xiàn)了跨越式發(fā)展。雖然我國的雙環(huán)減速器的技術(shù)水平較低，具有較大的發(fā)展空間。應(yīng)該大力推廣優(yōu)化設(shè)計方法。所以我國對雙環(huán)減速器的研究正向著積極的方向發(fā)展。在國外的一些發(fā)達國家，特別是以美國為首的西方國家，已經(jīng)發(fā)展到在機器人上運用RV-60A兩級減速器。與此同時，美國的 SDRC公司還開發(fā)了I-DEAS軟件，運用此軟件對雙環(huán)減速器的設(shè)計得到了巨大的發(fā)展空間，并且美國公司還在此基礎(chǔ)上開發(fā)設(shè)計了許多的雙環(huán)減速器，適用于一些先進的科技。在國外，雙環(huán)減速器得到了大力的發(fā)展，他們已經(jīng)把雙環(huán)減速器應(yīng)用到壓路機、運輸機、機器人等各種機械行業(yè)。并且他們的技術(shù)也日漸成熟。在未來的幾年里，他們將把雙環(huán)減速器運用到更先進的機械當(dāng)中，充分利用雙環(huán)減速器的特點，再結(jié)合開發(fā)的軟件，這樣可以加快設(shè)計，節(jié)約更多的時間，以便大力發(fā)展機械行業(yè)，從而大大地發(fā)展其經(jīng)濟。傳動原理及參數(shù)確定2.1傳動原理雙環(huán)雙軸輸入式減速器的基本構(gòu)造如圖 2.1所示，與平衡軸相連接的部分為輸入動力的輔助部分，4，5為兩根互相平行且各具有兩個偏心（相錯180°）的動力輸入轉(zhuǎn)臂軸。功率由軸4或然傳入，由轉(zhuǎn)臂軸4，5通過環(huán)板輸給雙環(huán)環(huán)板內(nèi)嚙合齒輪，故稱雙軸輸入。再利用4，5上的偏心拖動兩個內(nèi)齒行星輪2作平動，2和外齒中心輪1嚙合傳動，輸出功率。圖2.1雙環(huán)雙軸輸入式減速器的基本構(gòu)造輸出軸2.少齒差內(nèi)嚙合齒輪3.帶內(nèi)齒的環(huán)板Ⅰ3′.帶內(nèi)齒的環(huán)板Ⅱ 4. 動力輸入偏心軸Ⅰ動力輸入偏心軸Ⅱ（與偏心軸Ⅰ相位差180度）6. 平衡軸 7 （8，9）.平衡齒輪2.2 雙環(huán)減速器的設(shè)計對于少齒差內(nèi)嚙合傳動，其內(nèi)嚙合齒輪副幾何計算的突出問題是避免干涉的問題，雖然采用短齒和正變位齒輪可以有效地解決這一問題，但隨之而來的是引起重合度的降低，因此幾何計算的一個主要內(nèi)容就是從兼顧這兩方面的要求出發(fā)，合理地選擇各項參數(shù)。各參數(shù)限制條件較多，計算極為復(fù)雜，如果參數(shù)選擇不當(dāng)，不能滿足全部的限制條件，就會發(fā)生種種干涉現(xiàn)象，導(dǎo)致減速器質(zhì)量差、壽命短。為了保證內(nèi)嚙合傳動的強度和正確嚙合，避免內(nèi)齒輪副干涉，常規(guī)的設(shè)計方法，必須從多種方案中通過大量計算、比較來選擇，即使這樣也不能得到最佳的方案。此外，為減少重復(fù)計算及縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期，將現(xiàn)代設(shè)計方法，如有限元分析、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計等應(yīng)用到產(chǎn)品設(shè)計中；在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查等等都是非常必要的。2.2.1少齒差內(nèi)嚙合齒輪傳動齒輪變位系數(shù)的確定在少齒差內(nèi)嚙合傳動中，變位系數(shù)的確定是設(shè)計的關(guān)鍵。齒輪的實際幾何尺寸與齒輪的加工方法有直接的關(guān)系，所以用不同的齒輪加工方法的計算公式來推導(dǎo)變位系數(shù)的迭代公式，所得迭代結(jié)果不一樣。目前使用最廣泛的行星齒輪和中心齒輪的加工方法是范成法。外齒輪大都采用螺旋形的齒輪滾刀在滾齒機上切制而成，內(nèi)齒輪通常是采用插齒刀在插齒機上插制而成。在少齒差內(nèi)嚙合傳動中，各種干涉驗算條件是否滿足，取決于齒輪的有關(guān)參數(shù)，例如，齒輪模數(shù)m，齒數(shù)z1、z2，齒輪壓力角，齒頂高系數(shù)ha*、ha*0，徑向間隙系數(shù)c*，插齒刀的齒數(shù)z0，變位系數(shù)x01、x02、x1、x2等等。內(nèi)嚙合的嚙合方程如下：inv'inv2(x2x1)tan式(2.1)z2z1從式（2.1）可知，當(dāng)齒輪的齒數(shù)z1和z2及齒輪壓力角為固定不變的數(shù)值時，嚙合角'是z1和z2的函數(shù)。在少齒差嚙合傳動設(shè)計中，主要考慮的限制條件是重合度和齒廓干涉系數(shù)驗算值Gs。Gsz1(inva11)(z2z1)inv'z2(inva22)0式(2.2)目前在少齒差嚙合傳動設(shè)計中只用直齒，所以用端面重合度評價理論上的運轉(zhuǎn)連續(xù)性。重合度[z1(tana1tan')z2(tana2tan')]/2式(2.3)顯然，如果按重合度的預(yù)期要求來確定x2Gs[Gs]'min變位系數(shù)，當(dāng)齒數(shù)z1、z2，齒輪壓力角，齒頂高系數(shù)ha*為定值時，式（2.3）中a1、a2、'是x1、x2的函數(shù)。[]同樣，如果按不產(chǎn)生齒廓重迭干涉的預(yù)期要求來確定變位系數(shù)，式（2.2）中的各變量也是x1、x2的函數(shù)。將x1、x2取作獨立變量，'取作中間變量，按滿足重合度及重迭干涉的預(yù)期要求，建立如下限制條件方程組：

x1圖2.2 兩條限制曲線的交點[]1z2tana2(z2z1)tan'][]0[z1tana12式(2.4)Gs[Gs]z1(inva11)z2(inva22)(z2z1)inv'[Gs]0方程組式（2.4）中的[]、[Gs]分別是滿足設(shè)計要求的重合度值及重迭干涉驗算值。方程組式（2.4）的求解，實際上是兩條限制曲線交點的求法， 如圖2.2所示。根據(jù)文獻[1],求交點x1和x2，用牛頓法迭代，逐步逼近到交點。其迭代程序如下：x1(n1)x1(n)1(x1(n),x2(n)),(n0,1,2,)J(x1(n),x2(n))x2(n1)x2(n)2(x1(n),x2(n)),(n0,1,2,)J(x1(n),x2(n))x1,J(x1,x2)x2GsGsx1,x2(x1,x2)[],1(x1,x2)x2GsGs(x1,x2)[Gs],x2,(x1,x2)[]2(x1,x2)x1Gs,Gs(x1,x2)[Gs]x1

式(2.5)式(2.6)式(2.7)式(2.8)式(2.9)按上述迭代程序求得齒輪變位系數(shù) x1和x2，變位系數(shù)是否滿足設(shè)計要求，同時還需要進行其他限制條件的驗算。變位系數(shù)迭代計算程序框圖如圖 2.3所示。開 始是否計算齒輪變是選擇內(nèi)外齒輪加工方法位系數(shù)？否選擇加工刀具參數(shù)刀具參數(shù)庫輸入初始計算輸入初始參數(shù)（齒輪模數(shù)、齒數(shù)、壓力角齒高參數(shù)系數(shù)、齒頂間隙系統(tǒng)、重合度、齒廓不重迭干涉系數(shù)、初選齒輪變位系數(shù)）選擇優(yōu)化參數(shù)項迭代計算齒輪變位系數(shù)迭代計算需優(yōu)化參數(shù)輸出齒輪變位系數(shù)、重合度、齒廓不重迭干涉系數(shù)等輸出計算參數(shù)等否計算滿意否？是結(jié)束圖2.3 內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)計算框圖2.2.2 新型雙環(huán)減速器結(jié)構(gòu)的確定原有的單環(huán)、雙環(huán)、三環(huán)及四環(huán)減速器（專利號：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3），采用少齒差傳動原理，具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動比大、承載和過載能力強等優(yōu)點。但通過理論分析和實驗證明該類傳動裝置在實際使用過程中存在振動、噪聲、溫升及軸承早期破壞等。在連續(xù)運轉(zhuǎn)、重載、高速、大傳動比工況下問題更為突出，大大影響了其推廣進程，成為待解決的技術(shù)難題。簡單的依靠提高減速器的加工和安裝精度不能解決問題。對于三環(huán)和四環(huán)減速器，由于三相和四相傳動環(huán)板互成120o和90o，加工精度難以保證，致使在三相和四相并列雙曲柄機構(gòu)不同步，導(dǎo)致在運轉(zhuǎn)過程中出現(xiàn)相互干涉而產(chǎn)生振動、噪聲及發(fā)熱；同時由于采用三相和四相傳動環(huán)板，兩根高速輸入偏心軸不得了采用偏心套結(jié)構(gòu)，偏心套與高速軸通過鍵連接，在運轉(zhuǎn)過程中存在不均勻的微動磨損，引起行星軸承發(fā)熱、燒傷及偏心套與軸之間配合間隙增大，而導(dǎo)致不同步。對于單環(huán)和雙環(huán)減速器為了克服死點，采用一對過橋齒輪，由于過橋大齒輪采用空套形式，導(dǎo)致了運動不確定而產(chǎn)生振動、噪聲和發(fā)熱；同時該結(jié)構(gòu)亦采用偏心套方式，存在微動磨損，而導(dǎo)致振動噪聲和發(fā)熱。根據(jù)上述分析，證明本文使用新型雙環(huán)減速器是提供一種具有既保證同步輸入又克服微動磨損的平行動軸少齒差環(huán)式減速器，該減速器結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比大，承載和過載能力強，加工工藝簡單，加工精度易保證，制造成本低，能很好的解決在運轉(zhuǎn)過程的發(fā)熱快、振動和噪聲大這一問題，使該類減速器的實用范圍得到進一步推廣。①同時嚙合承載的齒數(shù)多1～1.05,二齒差 在1.1

漸開線少齒差傳動的重合度很小，通常一齒差為左右，三齒差在1.125左右，不僅限制了其承載能力，而且影響傳動平穩(wěn)性。而采用優(yōu)化新齒形的擺線針輪行星傳動，其同時嚙合傳力齒數(shù)在小速比時，同二齒差至少可以大于或等于 3；而在大速比時，用一齒差至少可以大于5，不僅傳動平穩(wěn)，而且承載能力大。②總法向力與總圓周力間夾角小，漸開線少齒差傳動為了不發(fā)生齒廓重疊干涉，需要變位，必然導(dǎo)致嚙合角 a'過大，通常一齒差 a'≈49°,二齒差a'≈35°，三齒差a'≈28°。在要求大傳動比必須用同一齒差時 a'≈49°，則徑向分力比圓周力還大，不僅降低傳動效率，而且使轉(zhuǎn)臂軸承受力顯著增大，壽命顯著降低。擺線針輪行星傳動為多齒嚙合，在不同位置嚙合的齒，其壓力角也不同，且有傳力越大的齒其壓力角越小的優(yōu)點，在齒形修行優(yōu)化設(shè)計中是通過控制同時嚙合齒數(shù)，不讓壓力角大處的齒進入嚙合，完全可以做到在節(jié)點讓總圓周力和總法向力間的夾角a'不大于20°，所以傳動效率高，轉(zhuǎn)臂軸承壽命長。③傳動比范圍大漸開線少齒差傳動的傳動比名義上可為11～99，實際上在動力傳動中，考慮到一齒差重合度特小，而嚙合角a'特大，是盡量避免采用的，這樣就采用二齒差，而采用二齒差由于外齒輪齒數(shù)取值范圍一般為z=28～102，即使取外齒輪齒數(shù)最大為102，其最大傳動比僅為i=61，所以在動力傳動中，傳動比范圍比不上雙曲柄環(huán)板式針擺行星傳動，后者傳動比范圍為i=6～120，常用i=12～88。④輪齒均為硬齒面以漸開線為齒形的環(huán)板式減速器，是在環(huán)板上插漸開線的內(nèi)齒，選擇內(nèi)齒輪的材質(zhì)就只能用軟齒面；而且是在連桿的環(huán)板上插漸開線內(nèi)齒，考慮到換班的長度，加工本來節(jié)圓半徑不大的內(nèi)齒圈也必須用加大規(guī)格的插齒機。擺線針輪用在環(huán)板傳動中，盡管環(huán)板材料用普通調(diào)質(zhì)碳素鋼或優(yōu)質(zhì)球墨鑄鐵，但針齒銷和針齒套完全可用硬齒面的軸承鋼，再加上多齒嚙合，所以承載能力高；而且在環(huán)板上鏜裝針齒銷的銷孔，已有很多用多齒盤精確分度的方法和專用設(shè)備，易于保證分度精度。本實用新型是由一種由一級普通齒輪傳動和一級平行動軸少齒差傳動構(gòu)成的減速裝置，一級普通齒輪由三個相互嚙合的外齒輪7、8、9構(gòu)成，其中兩個外齒輪7、9安裝在兩根互相平行且各具有兩個偏心軸頸的輸入曲軸4、5上，兩個傳動內(nèi)齒板3、3′通過軸承，安裝在高速輸入偏心軸4、5上，外齒輪軸1為低速軸，其軸線與輸入曲軸 4、5的軸線平行，低速軸 1通過軸承支承在機體上，兩個內(nèi)齒輪3、3′與外齒輪軸1嚙合，嚙合瞬時相位差呈180。其運動是這樣實現(xiàn)的：動力從偏心軸輸入，通過一級普通齒輪傳動7、9將功率分流到少齒差傳動中的兩曲柄輸入軸上，實現(xiàn)雙曲柄輸入軸的同步，并利用雙輸入來克服由互成180o的曲柄輸入軸和內(nèi)齒板所構(gòu)成的雙相并列雙曲柄機構(gòu)的死點，雙內(nèi)齒板與輸出外齒輪嚙合，嚙合相位呈180o，實現(xiàn)功率合流輸出。在輸出軸的支承軸承的外圈加裝有彈性均載裝置，以補償因制造和裝置誤差。兩根輸入曲軸互成180o的兩個偏心曲拐在加工工藝上采用一根曲軸加工，再一分為二，以保正兩根偏心曲軸偏心量的精度。因去掉了偏心套，克服了微動磨損，同時加工工藝簡單，加工精度易保證。2.3 雙環(huán)減速器齒輪參數(shù)設(shè)計在少齒差內(nèi)嚙合傳動中，變位系數(shù)的確定是設(shè)計的關(guān)鍵。齒輪的實際幾何尺寸與齒輪的加工方法有直接的關(guān)系，所以用不同的齒輪加工方法的計算公式來推導(dǎo)變位系數(shù)的迭代公式，所得迭代結(jié)果不一樣。內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)計算模塊中，已經(jīng)由公式（2.5）～(2.9)推導(dǎo)了少齒差內(nèi)嚙合傳動的各種實際加工情況下的變位系數(shù)的計算迭代公式,圖(2.3)為齒輪變位系數(shù)計算框圖。在變位系數(shù)的迭代計算過程中，齒輪變位系數(shù)的迭代值會影響實際中心距值，考慮到工廠加工的實際情況，對實際中心距值要進行兩位小數(shù)的圓整。本文的雙環(huán)減速器的內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)為：齒輪模數(shù)m=3，外齒輪齒數(shù)Z1=42，內(nèi)齒輪齒數(shù)Z2=44，齒頂高系數(shù)ha*=0.8，徑向間隙系數(shù)c*0.25，插齒刀的齒數(shù)為Z=25，齒頂高0系數(shù)ha*01.3，變位系數(shù)x0=0.167。取重合度[]=1.1，齒廓干涉系數(shù)[Gs]=0.05進行迭代計算，當(dāng)內(nèi)外齒輪都用插齒刀加工時，迭代結(jié)果為x1=1.45，x2=2.15，圓整中心距a=4.201mm，嚙合角'47.852，實際重合度=1.410，齒廓干涉系數(shù)Gs=0.050。計算結(jié)果如表2.1所示：表2.1內(nèi)嚙合齒輪參數(shù)mZ1Z2ha*c*Z0x0ha*0[][Gs]參42440.80.25250.1671.31.10.53數(shù)'x1x2aGs外齒輪和內(nèi)齒輪都用插齒加1.452.154.20147.852o1.4100.0500工根據(jù)以上計算的齒輪參數(shù)，用內(nèi)齒環(huán)板 CAD子系統(tǒng)對齒輪的彎曲強度、接觸強度、有限壽命進行初步校校，然后在 I-DEAS軟件中進行環(huán)板及輸出齒輪的實體建模，再采用網(wǎng)格自動剖分技術(shù)實現(xiàn)齒輪和齒廓的有限元網(wǎng)格劃分，進而采用有限元分析技術(shù)，對齒輪進行更精確的靜、動態(tài)力學(xué)分析，校合強度，分析齒廓的變形，分析齒廓的幾何形狀，預(yù)測齒輪的重合度。在分析和修改后最終確定齒輪的形狀和參數(shù)，計算齒輪的加工參數(shù)，生成齒輪的零件圖，轉(zhuǎn)入圖形數(shù)據(jù)庫。2.4 本章小結(jié)在闡述雙環(huán)減速器工作原理的基礎(chǔ)上，分析了原有的單環(huán)、雙環(huán)、三環(huán)及四環(huán)減速器（專利號：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3）的結(jié)構(gòu)特點及運動特性，針對不足，設(shè)計、研制了一種新型的雙環(huán)減速器。雙環(huán)減速器的設(shè)計3.1雙環(huán)減速器主要零部件的設(shè)計3.1.1內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動先是對齒輪進行初算，初算是按經(jīng)驗公式計算，根據(jù)初算結(jié)果可進行結(jié)構(gòu)設(shè)計，然后進行精確校核計算，如發(fā)現(xiàn)不合理，不合要求之處，再調(diào)整初算參數(shù)。齒輪材料選擇中碳鋼45，由參考文獻[1]表8-9，鍛造毛坯，調(diào)質(zhì)處理。選擇YB132-4系列三相異步電動機，額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min，電動機軸伸出端直徑38K6mm,電動機軸伸出端安裝長度80mm,電動機中心高度為132mm。且內(nèi)嚙合變位圓柱齒輪傳動的計算公式均由參考文獻[1]查出。①模數(shù)由結(jié)構(gòu)設(shè)計選定m=3.0mm;齒數(shù)z1=42,z2=44;重合度≥1.05;傳動比i=z1=21;齒頂高系數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值ha*=0.8;z2z1②未變位時的中心距a=1×（d2-d1）=1m(z2z1)=1×3×(44-42)222=3mm③中心距變動系數(shù)y=a'a4.20130.4003mmm3④分度圓壓力角=20°，inv=0.015;⑤嚙合角'acos)=47.852°=arcos('ainv'=0.270;⑥總變位系數(shù)∑X=x2-x1=z2z1(inv'inv)2tan=0.700;⑦變位系數(shù)的分配按變位系數(shù)選擇原則適當(dāng)分配小齒：x1=1.45,大齒：x2=2.15;插內(nèi)齒輪刀具參數(shù)（由參考文獻[1]表2-20得）z02=25x02=0.167da02=83.81ha*02=1.3;⑧插內(nèi)齒時的嚙合角inv02'=inv+2(x2x02)tan20°z2z02=0.015+2(2.150.167)tan20°4425=0.091;故插內(nèi)齒時的嚙合角02'=35.18°⑨插內(nèi)齒輪時的中心距a02=m(z2z02)cos2cos02'=3×(44-25)×cos202cos35.18=32.77mm;⑩分度圓的直徑小齒：d1=mz1=3×42=126mm大齒：d2=mz2=3×44=132mm;?齒根圓直徑小齒輪用插齒刀加工（z01=25,x01=0.167,da01=83.81,ha*01=1.3）inv01'=inv+2(x1x01)tanz1z01=inv20°+2(1.450.167)tan204225=0.033故插小齒時的嚙合角01'=25.67°插小齒時的中心距a01=m(z1z01)cos2cos01'=3(4225)cos202cos25.67=104.781mm對于新插齒刀，ha*02和x02可查參考文獻[1]表2-20小齒齒根圓直徑df1=2a01-da01=2×104.781-83.81=125.75mm大齒齒根圓直徑df2=da02+2a02=83.81+2×32.77=149.35mm;?齒頂圓直徑小齒齒頂圓直徑da1=df2-2a'-2c*m=149.35-2×4.201-2×0.25×3=139.448mm大齒齒頂圓直徑 da2=df1+2a'+2c*m=125.75+2 ×4.201+2×0.25×3=135.652mm;小齒輪、內(nèi)齒輪及插齒刀的齒頂壓力角cosa1=d1cos=126cos20=0.8491da1139.448小齒輪齒頂壓力角a1=31.89°inva1=0.065cosa2=d2cos=132cos20=0.9144da2135.652內(nèi)齒輪齒頂壓力角a2=23.88°inva2=0.026cosa02=mz0cos=325cos20=0.841da0283.81插齒刀的齒頂壓力角a02=32.76°;齒全高大齒輪da1-df1=13.698mm小齒輪da2-df2=13.698mm);? 重合度 =1[z1(tan a1-tan ')-z2(tan a2-tan ')]2=1[42×(tan31.89°-tan47.852°)-44×(tan23.88°2-tan47.852°)]=1.410校核內(nèi)齒輪加工時，是否產(chǎn)生范成頂切應(yīng)保證 z02≥1-tanz2 tan

2'02=0.568＞1-tan23.88=0.37244 tan35.18對標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)齒輪，若插齒刀齒數(shù) z02大于表2-18或2-18中的數(shù)值，可不必校核所以滿足不干涉條件校核插內(nèi)齒時，是非產(chǎn)生徑向切入頂切z2=44＞Z2min=26所以滿足不產(chǎn)生徑向切入頂切條件校核過渡曲線干涉避免內(nèi)齒輪齒跟干涉的條件z02tan a02+(z2-z02)tan 02'≥z1tan a1+(z2-z1)tan '左=25tan32.76°+(44-25)tan35.18°=29.48mm右=42tan31.89°+(44-42)tan47.852°=28.34mm左＞右 滿足齒跟不干涉條件避免小齒輪齒跟干涉的條件當(dāng)小齒輪用插齒刀加工時z2tana2-(z2-z1)tan'≥z1tan-4(hax1)sin2左=44tan23.88°-(44-42)tan47.852°=17.27mm右=(42+25)tan25.67°-25tan32.76°左＞右 滿足齒跟不干涉條件校核重疊干涉不產(chǎn)生重疊干涉的條件z1( 1+inv a1)-z2( 2+inv a2)+inv '(z2-z1)≥0cos1=ra22ra12a'2=da22da124a'22ra1a'4a'da12 2 2=135.652 139.448 4.201 4=-0.47581=118.411°≈2.067弧度cos2=ra22ra12a'2=da22da124a'22ra2a'4a'da2=135.6522139.44824.2012444.201135.652=-0.42712=115.287°≈2.012弧度×(2.067+0.065)-44×(2.012+0.026)+0.27×(44-42)=0.412≥0滿足不產(chǎn)生重疊干涉的條件齒寬根據(jù)參考文獻[4] d取為0.6大齒輪齒寬b2= dd1=0.6×126=75.6mm小齒輪齒寬b1=b2+(5～10)mm=81.6mm取為82mm環(huán)板間的間隙取為6mm3.1.2減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計算①傳動裝置的傳動效率計算根據(jù)傳動方案，查參考文獻

[3]第13頁可知6級精度和

7級精度齒輪傳動效率

1=0.99（一對）球軸承的效率

2=0.99故傳動裝置總效率

=1×

2×

2×

2×

2=0.99

×0.99×0.99×0.99×0.99=0.951②各軸功率的計算輸入軸的功率

P1=P×

2×

2=5.5×0.99×0.99=5.391(KW)輸出軸的功率

P2=P×

1×

2×

2×

2=5.5×0.99×0.99×0.99×0.99=5.283(KW)③各軸轉(zhuǎn)速的計算輸入軸的轉(zhuǎn)速n1=nm=1440(r)min輸出軸的轉(zhuǎn)速n2=nm=1440=(r)i21min④各軸轉(zhuǎn)矩的計算輸入軸的轉(zhuǎn)矩T1=9550×103×P1=9.55×106×5.391n11440=35.753×103(N·mm)輸出軸的轉(zhuǎn)矩T2=9550×103×P2=9.55×106×5.283n268.57=735.783×103(N·mm)3.1.3輸出軸的設(shè)計計算①因輸出軸是齒輪軸，應(yīng)與小齒輪的材料一致，故材料選為：45鋼,調(diào)質(zhì),由參考資料[2]表查出：B=600MPa[1b]=55MPa[0b]=95MPa②軸的初步估算由[1]的表查得C=112，因此d≥C3P2=112×35.283=47.7mmn268.57P2=P1222=5.5×0.99×0.99×0.99×0.99=5.283mmN2=1440/21=68.57(r/min)考慮該處軸徑尺寸應(yīng)大于輸入軸徑處直徑，取 dmin=60mm③軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）各軸段直徑的確定根據(jù)資料[3]P105 初選滾動軸承下，代號為7312C，基本尺寸d為60mm,D為130mm，B為31mm。軸徑尺寸d2=d6=dmin=60mm齒輪1的直徑d=126mmda=139.448mmdf=125.7mm由軸承表5-11查出軸承的安裝尺寸d3=72mmd0 處的直徑取50mmd1 處的直徑取56mmd5 處的直徑取64mm2）各軸段軸向長度的確定，如圖 3.1所示。3）軸上零件的選取50的軸段上鍵槽的選取：公稱尺寸 b×h為14×9（t=5.5,r=0.3 ），L為45mm。輸出軸的校核按許用彎曲應(yīng)力校核軸1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力的作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點，因此可決定輸出齒輪上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的7312C軸承從參考文獻[3]表5-11可知它的負荷作用點距離軸承外端面尺寸a=25.6mm,故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸：跨距AB=5.4+15+82+15+5.4=122.8mm齒輪1，2的位置AC=CD=61.4mm2）繪軸的受力圖，如圖 3.2(a)所示。圖3.1 輸出軸的結(jié)構(gòu)草圖FAXA

Fr1C

Ft1

BFAY

Ft2

Fr2

FBYFAY

AAA

Fr1CCC

DFr2DFt1

B Y向FBYBB X向FAYAAAA

Ft2CCTCC

DDaTDD

FBYBBBB圖3.2 輸出軸的受力及彎矩圖3）計算軸上的作用力齒輪1：Ft1=2T2=2735.783103=11.679×103Nd1126Fr1=Ft1tann1=11.679×103×tan31.89°=7.267×103NFa1=0齒輪2：Ft2=2T2=2735.783103=11.148×103Nd2132Fr2=Ft2tann2=11.148×103×tan23.88°=4.935×103NFa2=04）計算支反力X方向的支反力，如圖 3.2(b)所示。x=0FBXFt2Ft1FAX即FBX11.14810311.679103FAX式（3.1）∑MAX0-FBXABFt2ACFt10即-FBX122.811.14810339.411.67910383.40FBX4.355103(N)式（3.2）將式(3.2)代入式(3.1)得:FAX 3.824103(N)Y方向的支反力，如圖 3.2(c)所示。y=0FAYFr2Fr1FBY即FAY4.9351037.267103FBY式（3.3）∑MAY0-FBYABFr2ADFr1AC0即-FBY122.84.93510383.47.26710339.40FBY1.02103(N)式（3.4）將式（3.4）代入式（3.3）得：FAY 3.352103(N)5）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖X方向上的彎矩圖：如圖 3.2(b)所示。C處彎矩：MCXFAXAC3.82410339.4129.39103()NmmD處彎矩：MDXFBXBD4.35510339.4171.59103()NmmY方向上的彎矩圖：如圖3.2(c)所示。C處彎矩：MCYFAYAC3.35210339.4132.07103()NmmD處彎矩：MDYFBYBD1.0210339.440.19103()Nmm6）合成彎矩：如圖3.2(d)所示。C處：MC22129.392132.072103184.89103()MCXMCYNmmD處:MD22171.59240.192103176.23103()MDXMDYNmm7）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：如圖3.2(e)所示。T2735.783103(Nmm)8）計算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖，如圖3.2(f)所示。應(yīng)力校正系數(shù)a=[1b]/[0b]55/950.58aT20.58735.783103426754()NmmC處：‘左Mc184.89103()MCNmmMC'右Mc2(aT2)2184.892426.752103465.08103(Nmm)D處：‘M22176.232426.752103461.71103(Nmm)MD左D（aT2）MD'右MD176.23103(Nmm)9）校核軸徑C剖面：dC3MC’右3465.0810343.89mm＜72mm0.1[-1b]0.155強度足夠D剖面：dd3MD'左3461.7110343.79mm＜125.7mm0.1[-1b]0.155（齒跟圓直徑）強度足夠⑤安全系數(shù)法校核軸的疲勞強度1）判斷校核的危險面從彎矩圖知危險截面為C剖面材料為45鋼調(diào)質(zhì)2）軸材的機械性能材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[2]表B600，MPas=350MPa，再根據(jù)參考文獻[1]的表查得：1b0b

0.441.7

B1b

MPa449MPa

10

0.31.6

B1

MPa288MPa21b0b22644490.184490b21021802882880.2503）剖面C的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)Wcdc3bt(dct)2322dc=3.14723145.5(725.5)232272=34260.28 mm3抗扭斷面系數(shù)Wtcdc3bt(dct)2162dc=70885.25mm3彎曲應(yīng)力幅Mc右465.08103a13.57MPaWc34260.28彎曲平均應(yīng)力m0扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅T735.783103a2Wtc5.19MPa270885.25鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)由資料[2]表查出K1，K=1.54同樣由參考文獻[2]表查出表面狀態(tài)系數(shù)=0.92查出尺寸系數(shù)=0.84=0.78K11.39()(0.920.84)彎曲配合零件的綜合影響系數(shù) (K)D=2.3取(K)D=2.3進行計算K 11.290.920.84剪切配合零件的綜合影響系數(shù) (K)D=0.4+0.6(K)D=1.78取(K)D=1.78進行計算由齒輪計算的循環(huán)次數(shù) 3.408×108＞10×107～25×107壽命系數(shù)KN1ScKN1b12864.168)D2.4727.78(Kaam0ScKN1119017.19)Da1.885.190.255.19(Km綜合安全系數(shù)ScScSc8.5317.197.64＞[S]=1.5～1.8S2cS2c8.53217.192剖面C具有足夠的強度。3.1.4平衡齒輪傳動的設(shè)計由于該處齒輪嚙合只起平衡作用，故三個齒輪都采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。齒數(shù)選為54，模數(shù)選為3mm分度圓直徑d=mz=3×54=162mm中心距a=m(z1z1)=3(5454)=162mm22齒寬取為30mm齒頂圓直徑da=d+2ha=(z+2ha)m=(54+2×1)×3齒高h=2.25m=2.25×3=6.75mm由于該處齒輪da≤200mm，所以根據(jù)資料[3]P27可以選擇鍛造齒輪d1=1.6d=1.6×40=64mmL=(1.2～1.5)d=(1.2 ～1.5)×40=(48～60)mm＞b=30mm0=2.5mn=2.5×0.02×162=8.1mmn=0.5mn=0.5×0.02×162=1.62mmd0=da-10mn=168-10×0.02×162=135.6mm分布孔徑d1=0.2(D0-D1)=14.32mm＞10mmd2=0.5(D0+D1)=99.8mm3.1.5平衡軸的設(shè)計計算①各軸段直徑的確定由于該軸只起平衡作用，故軸段可按軸肩估算裝平衡齒輪的軸段直徑為 40mm平衡齒輪處定位軸肩高度hmin=（0.07～0.1）d=0.07×40=2.8mm另外兩軸段的直徑d1,d3都取為35mm②各軸段的軸向長度的確定，如圖 3.3所示。圖3.3 中間軸的結(jié)構(gòu)草圖③軸上零件的選取軸承選用7207C 基本尺寸40的軸段上鍵槽的選取 b

d為35mm，D為72mm，B為17mm×h為12×8(t=5.0,r=0.3) ，L為28mm3.1.6輸入軸的設(shè)計計算①各軸段直徑的確定安裝平衡齒輪的軸段d3為40mm安裝環(huán)板的兩偏心軸段d5、d6都為50mmd7取為40mm平衡齒輪處定位軸肩高度hmin=（0.07～0.1）d=0.07×40=2.8mmd1的直徑取為32mmd2的直徑取為36mmd4的直徑取為45mm②各軸段軸向長度的確定,如圖3.4所示。③軸上零件的選取軸承選用7208C基本尺寸d為40mm，D為80mm，B為18mm7210C基本尺寸d為50mm,D為90mm,B為20mm40的軸徑上鍵槽的選取,公稱尺寸b×h為12×8(t=5.0,r=0.3)，L=28mm32的軸徑上鍵槽的選取,公稱尺寸b×h為10×8(t=5.0,r=0.3)，L=28mm圖3.4 輸入軸的結(jié)構(gòu)草圖④輸入軸的校核按許用彎曲應(yīng)力校核軸1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力的作用點按簡化原則應(yīng)在齒輪寬的中點，因此可決定平衡齒輪上力的作用點位置。軸頸上安裝的 7308C軸承從參考文獻[3]表5-11可知它的負荷作用點距離軸承外端面尺寸 a=17mm,故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相互位置尺寸：跨距AB=47+103+82+17=249mm平衡齒輪的位置 AC=47mm2）繪軸的受力圖，（偏心軸上力與 X，Y軸的夾角均取為 90°）如圖3.5所示。FtFrA(a)FAX CFAYFr

F2YDF1X F1Y

F2XBE FBX FBYF2X BFAX CACFCAY(c)AFt

F1XDD

DF1Y

X方向E FBXBEF2YY方向E BACAAAC

DD

EBE BB圖3.5 輸入軸的受力及彎矩圖3）計算軸上的作用力齒輪：Ft=2T1=235.753103=8.828×102Nd1162Fr=Ft·tann=8.828×102×tan20°=3.017×102NFa=04）計算支反力X方向的支反力，如圖3.5(b)所示?！苮=0FBXF1XF2XFAXFr即FBX11.14810311.679103FAX3.017102式（3.5）∑MAX0-FrACF1XADF2XAEFBXAB0即-3.0171024711679103213FBX2490FBX2.481103(N)式（3.6）將式(3.6)代入式(3.5)得:FAX1.648103(N)Y方向的支反力，如圖3.5(c)所示。y=0FAYF2YFBYFtF1Y即FAY4.935103FBY7.2671038.828102式（3.7）∑MAY0-FtACF1YADF2YAEFBYAB0即-8.828102477.2671031694.935103213FBY2490FBY0.544103(N)式（3.8）將式（3.8）代入式（3.7）得：FAY2.671103(N)5）轉(zhuǎn)矩，繪彎矩圖X方向上的彎矩圖：如圖3.5(b)所示。C處彎矩：MCXFAXAC1.6481034777.456103()NmmY方向上的彎矩圖：如圖3.5(c)所示。C處彎矩：MCYFAYAC2.67110347125.537103()Nmm6）合成彎矩：如圖3.5(d)所示。C處：MCMCX2MCY277.4562125.5372103147.509103(Nmm)7）轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)矩圖：如圖3.5(e)所示。T135.753103(Nmm)8）計算當(dāng)量彎矩、繪彎矩圖，如圖3.5(f)所示。應(yīng)力校正系數(shù)a=[[1b]/[0b]55/950.58aT10.5835.75310320737()NmmC處：'左MC147.509103()MCNmmM'右Mc2(aT1)2147.509220.7372103148.959103(Nmm)c校核軸徑C剖面：dc3Mc'右3148.95910330.03mm＜40mm0.1[-1b]0.155強度足夠。⑤安全系數(shù)法校核軸的疲勞強度1）判斷校核的危險面從彎矩圖知危險截面為 C剖面材料為45鋼調(diào)質(zhì)2）軸材的機械性能材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻[2]表B參考文獻[1]的表查得：1b0.44B264MPa10.3B0b1.71b449MPa01.6121b0b22644494490.180b

600MPa， s=350MPa，再根據(jù)MPa288MPa21021802880.2528803）剖面C的安全系數(shù)抗彎斷面系數(shù)Wcdc3bt(dct)2322dc=3.14403125(405)232240=5361.25 mm3抗扭斷面系數(shù)Wtcdc3bt(dct)2=11641.25mm3162dc彎曲應(yīng)力幅aMC右148.959103Wc27.78MPa5361.25彎曲平均應(yīng)力m0扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅T35.753103a2Wtc1.54MPa211641.25鍵槽所引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)由參考文獻[2]表查出K1，K=1.54同樣由參考文獻[2]表查出表面狀態(tài)系數(shù)=0.92查出尺寸系數(shù)=0.84=0.78K11.39()(0.920.84)彎曲配合零件的綜合影響系數(shù) (K)D=2.3取(K)D=2.3進行計算K 11.290.920.84剪切配合零件的綜合影響系數(shù) (K)D=0.4+0.6(K)D=1.78取(K)D=1.78進行計算由齒輪計算的循環(huán)次數(shù) 3.408×108＞10×107～25×107壽命系數(shù)KN1ScKN1b12864.168)Dm2.4727.78(Kaa0ScKN1119057.92)Da1.881.54(Km0.251.54綜合安全系數(shù)ScSc4.16857.92＞[S]=1.5～1.8ScS2cS2c4.16824.1657.922剖面C具有足夠的強度。3.1.7環(huán)板尺寸的確定根據(jù)內(nèi)嚙合齒輪的齒寬可知環(huán)板的板厚為： (82-6)/2=38mm,環(huán)板的間隙取為

6mm，由于內(nèi)嚙合齒輪的分度圓直徑為

132mm,所以環(huán)板中間的孔也為

132mm

；而輸出軸上的軸承大徑為

90mm,所以環(huán)板兩小孔的孔徑均為90mm，環(huán)板中間孔與兩側(cè)的間隙取為板的結(jié)構(gòu)草圖如圖3.6所示。

30mm；兩小孔與兩側(cè)的間隙取為

20mm。環(huán)圖3.6 環(huán)板的結(jié)構(gòu)草圖3.2雙環(huán)減速器箱體的設(shè)計3.2.1減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸箱體壁厚8mm箱蓋壁厚18mm箱蓋凸緣壁厚b11.5112mm箱座凸緣壁厚b1.512mm箱座底凸緣壁厚b22.520mm地腳螺釘直徑df0.036a120.0361621217.832mm取為18mm地腳螺釘數(shù)目由于a≤250，n取4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75df0.751813.5mm取為14mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.5～0.6）df=(0.5～0.6)×18=9～10.8（mm）取為10mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=125～200(mm)軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4～0.5)df=(0.4～0.5)×18=7.2～9(mm)取為8mm檢查孔蓋螺釘直徑d4(0.3～0.4)df=(0.3～0.4)×18=5.4～7.2(mm)取為6mmdf、d1、d2至外箱壁的距離df螺栓取為M18，c1=24；d1螺栓取為M14，c1=20；d2螺栓取為M10，c1=16df、d1、d2至凸緣邊的距離df的c2=22；d1的c2=18；d2的c2=14軸承旁凸臺半徑 R1=c2見上凸臺高度取為100mm外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(5～10)=24+22+8=54mm齒輪頂圓與內(nèi)箱壁的距離1＞1.211.289.6mm取為10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離2＞=8mm取為10mm箱蓋，箱座肋厚m10.8510.8586.8mm取為7mmm0.850.8586.8mm取為7mm軸承端蓋外徑（由參考文獻 [3]P149得）①輸出軸伸出端的端蓋d0d31819mmd3--軸承聯(lián)接螺栓直徑D0D2.5d31302.58150mmD2D2.5d31502.58170mme=1.2d31.289.6mm取為10mmD4D(10～15)mm=125mm查表7-11可知d1=53mmb=7mmh=(0.8～1)b=5.6～7(mm)螺栓數(shù)目 n=6(D＞100)②平衡軸端端蓋d0d31819mmd3--軸承聯(lián)接螺栓直徑D0D2.5d3722.5892mmD2D02.5d3922.58112mme=1.2d31.289.6mm取為10mmD4D(10～15)mm=62mmd1=34mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4③輸入軸伸出端端蓋d0 d3 1 8 1 9mm d3--軸承聯(lián)接螺栓直徑D0 D 2.5d3 80 2.5 8 100mmD0D2.5d31002.58120mme=1.2d31.289.6mm取為10mmD4D(10～15)mm=70mmd1=34mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4④輸入軸另一端端蓋d0d31819mmd3--軸承聯(lián)接螺栓直徑D0D2.5d3802.58100mmD0D2.5d31002.58120mme=1.2d31.289.6mm取為10mmD4D(10～15)mm=70mmd1=39mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S1）S=D+(2～2.5)d1=130+(2～2.5)×14=158～165mm2）S=D+(2～2.5)d1=72+(2～2.5)×14=100～107mm3）S=D+(2～2.5)d1=80+(2～2.5)×14=108～115mm4）S=D+(2～2.5)d1=80+(2～2.5)×～14=108115mm箱座深度Hdds(30～50）=168/2+（30～50）2=114～134（mm）取為125mm箱座高度h=Hd(5～10)=128+8+(5～10)=138～143(mm)箱座寬度Ba=236mm。雙環(huán)減速器的三維實體造型4.1箱體的三維實體造型該設(shè)計用I-DEAS軟件進行三維實體造型，I-DEAS軟件是世界著名的CAD/CAE/CAM一體化軟件，它集成了三維實體造型設(shè)計、工程分析、仿真、試驗、制造和工程管理等各種功能。其強大的功能足以讓用戶設(shè)計、仿真和加工任意復(fù)雜的產(chǎn)品，一路暢通地完成從設(shè)計到制造全過程。(注意：在該設(shè)計中，圖標(biāo)選取描述方式以在此圖標(biāo)工具欄的位置確定。將圖標(biāo)工具欄分成三個區(qū)，任務(wù)命令區(qū)為

1區(qū)，應(yīng)用程序命令區(qū)為

2區(qū)，通用命令區(qū)為

3區(qū)。例如：點取

1-2-1

，含意為點取

1區(qū)的第二行的第一個圖標(biāo)。以下相同

,不再說明。

)4.1.1箱座的實體造型由于箱體結(jié)構(gòu)零件比較復(fù)雜，箱體零件的造型方法也可能與設(shè)計者的視圖步驟、讀圖習(xí)慣有關(guān)，但在造型過程中應(yīng)注意一般的造型原則：先面后孔，基準(zhǔn)先行；先主后次，先加后減，先粗后細。①選取草繪平面 選取零件的XY平面為草繪平面，以原點為起點，繪制一 62×522的矩形，在矩形框內(nèi)繪制直徑為18的圓，并標(biāo)注相關(guān)尺寸。選取Section拉伸20，創(chuàng)建機座座底特征。② 選取與XZ平面對應(yīng)的平面為草繪平面，在草繪平面上利用Offset命令分別將草繪邊界向內(nèi)偏置8、8、5、5，并對草圖作R2.5的圓角。選取Section，拉伸110。③選取與Z軸同向的機座表面草繪平面，在草繪平面上畫 4個直徑為38與 18孔同心的圓。拉伸云浮除材料 2，構(gòu)造基座的鑄造特征。④選取有锪平 38孔的平面為草繪平面，在草繪平面上利用 Offset 命令分別將草繪邊界向內(nèi)偏置 8；繪制筋板特征并標(biāo)注尺寸。選取 Section，將Section沿與零件坐標(biāo)Z軸相同的方向拉伸 120，得到機座箱體特征。⑤選取機座箱體上表面為草繪平面，在草繪平面上利用 Offset 命令偏置草繪邊界；以偏置的草繪邊界為基準(zhǔn)，繪制結(jié)合面的其他要素，并標(biāo)注相關(guān)尺寸，選取Section，將Section沿與零件坐標(biāo)Z相反的方向拉伸50。⑥選取機座箱體上表面為草繪平面，繪制軸孔 1特征草圖，在草繪平面上利用Offset 命令偏置草繪邊界 129，在此基礎(chǔ)上偏置40，并標(biāo)注相關(guān)尺寸，選取旋轉(zhuǎn)命令，使用旋轉(zhuǎn)Cutout選項，旋轉(zhuǎn)180°，建立機座軸承孔 1特征；同理可建立機座的其他軸承孔的特征。⑦選取機座箱體上表面為草繪平面，利用 Offset 命令偏置機座軸承孔 1的中心線60，建立Section，選取旋轉(zhuǎn)命令，使用旋轉(zhuǎn)Protrude選項，旋轉(zhuǎn)180°，建立機座軸承座1特征，同理可建立機座的其他軸承座的特征。選取機座箱體上表面為草繪平面，在草繪平面上繪制兩個10，四個14的孔，標(biāo)注相關(guān)尺寸，利用拉伸命令，選取Section，將Section沿與零件坐標(biāo)Z相反的方向拉伸切除材料50；再選取機座箱體上表面下部為草繪平面，利用拉伸命令選取Section，將Section沿與零件坐標(biāo)Z軸相同的方向拉伸切除材料38。⑨ 選取機座箱體內(nèi)表面為草繪平面，在草繪平面上繪制直線和圓，標(biāo)注相關(guān)尺寸，利用Extrude命令，選取Section，將Section定義的材料全部切除，得到箱體上表面下部的耳形特征。⑩至此，箱體機座的主要特征已創(chuàng)建完畢，接下來建立箱體機座的修飾特征。在機座座體特征的角部建立R22的圓角。在機座箱體的內(nèi)外角部建立R14的圓角。建立機座軸承孔的特征2×45°的倒角。建立箱體機蓋下表面特征，選取機座上表面為草繪平面，畫線并建立Section，選取Extrude命令，使用剛才創(chuàng)建的Section創(chuàng)建新零件，并將創(chuàng)建的新零件命名為SeatUp，并放入Seat文件柜中，以備后用。?在機座軸承座上開8的孔選取機座軸承座側(cè)面為草繪平面，建立Section，選取Extrude命令，切除材料，得到孔深為15的孔特征。?創(chuàng)建機座檢油孔選取機座軸承座內(nèi)側(cè)面為草繪平面，將機座上的草繪邊界線向內(nèi)Offset，以此為基準(zhǔn)進行草繪，建立Section，選取Extrude命令，拉伸材料7.07，在草繪平面上繪制12的圓，并打通孔；利用倒圓命令修飾機座檢油孔特征。?進行鏡像拷貝，完成機座建模選取鏡像拷貝命令，鏡像拷貝前面建立的所有特征，以內(nèi)表面為鏡像平面，選擇KeepBoth完成特征鏡像拷貝，?最后再建立箱體內(nèi)部的承載臺選擇箱體內(nèi)底為繪圖平面，建立承載臺的矩形草繪圖形，選取Extrude命令，拉伸材料172.5。再以承載臺為草繪平面，建立軸承孔的Section，選取旋轉(zhuǎn)命令，選取Cut項，旋轉(zhuǎn)180°，得到軸承孔的特征。結(jié)果如圖4.1所示。并將機座建模放入Seat文件柜中，以備后用。圖4.1 機座的實體造型圖4.2.2箱蓋的實體造型雙環(huán)減速器的箱體機蓋與一般的減速器的機蓋一樣， 除部分孔特征外，其結(jié)構(gòu)為對稱結(jié)構(gòu)。為減少在創(chuàng)建機蓋中的工作量，應(yīng)先建立對稱結(jié)構(gòu)的對稱特性，而后使用鏡像拷貝命令取得對稱的特征。下面分步驟說明箱體機蓋模型建立的主要過程。①取出前面建立箱體機座零件模型時，創(chuàng)建了機蓋的下表面特征，并以命名，開始創(chuàng)建機蓋零件的其他特征。選取機蓋零件的下表面為草繪平面。在草繪平面繪制箱蓋凸臺的草繪圖。選取拉伸命令，選取草繪邊界，將實體向一方拉伸 50，建立上機蓋孔特征。②創(chuàng)建上機蓋特征 1 選取剛建立的凸臺以及孔特征的內(nèi)表面為草繪平面，以草繪平面的邊界基準(zhǔn)，在草繪平面繪制三個直徑為 198、198、260的圓和圓的切線；三圓的圓心距為了 162。建立Section,選取Extrude命令，將Section向一端拉伸8，向另一端拉伸 110，得到上機蓋的特征 1。③創(chuàng)建上機蓋特征 2 選取上一步建立的機蓋特征 1的內(nèi)側(cè)面為草繪平面，在草繪平面上，利用 Offset 命令將兩個圓弧及切線向草繪平面邊界相關(guān)拷貝 8，建立Section。選取Extrude命令的Cut選項，切去厚度為 110的材料，得到上機蓋特征2（上機蓋空腔）。④創(chuàng)建上機蓋筋特征 選取上機蓋內(nèi)側(cè)表面為草繪平面，在草繪平面上，利用Offset 命令將兩個豎直邊界線內(nèi)相關(guān)位置拷貝 2，繪制相關(guān)的圓和直線，并標(biāo)注相關(guān)尺寸。選取 Extrude命令，拉伸厚度為 7.5，得到上機蓋筋特征。⑤創(chuàng)建上機蓋觀察孔特征 選取上面建立的上機蓋特征 1的一斜面的上頂面為草繪平面，在草繪平面上，利用 Offset 命令將左豎直邊界線向內(nèi)相關(guān)偏置拷貝15、85、100，將上水平邊界線向內(nèi)相關(guān)偏置拷貝 17、32，繪制直徑為6的圓，在草圖上作 R15、R5的圓角，并標(biāo)注尺寸。建立 Section，選取Extrude命令，拉伸厚度為 2.5；而后再將觀察孔向內(nèi)根除 8的材料，得到上機蓋的觀察孔特征。⑥建立機蓋軸承座的特征 選取機蓋箱體下表面為草繪平面，在草繪平面上利用Offset命令偏置草繪，標(biāo)注相關(guān)尺寸，建立Section。選取旋轉(zhuǎn)命令，利用剛才建立的Section，使用Cut選項，旋轉(zhuǎn)180°選取旋轉(zhuǎn)命令，既可創(chuàng)建機蓋軸承孔特征。然后再以同樣的平面為草繪平面，在草繪平面上利用 Offset命令偏置草繪，把剛才建立的軸承孔邊界偏移20，標(biāo)注相關(guān)尺寸，建立Section，使用protrude選項，旋轉(zhuǎn)180°建立機蓋軸承座的特征。同理，可以建立其他的機蓋軸承座特征。⑦建立箱體機蓋的修飾特征 由于到此，箱體機蓋的主要特征已創(chuàng)建完畢，所以接下來建立箱體機蓋的修飾特征。在機蓋軸承座的凸臺左右處創(chuàng)建 R16的圓角特征。機蓋內(nèi)側(cè)建立

R6的倒角特征。在軸承孔建立

2×45°倒角特征。⑧建立機蓋軸承座上開

8的孔

選取機蓋側(cè)面為草繪平面，在草繪平面上，以機蓋軸承座的特征在機蓋側(cè)面上的圓心為圓心，分別以 R50、R50、R46為半徑畫圓；分別在所畫的圓上畫 8的圓（在R50上要繪制3個，在R46上只繪制2個），標(biāo)注相關(guān)的尺寸，建立Section。選取Extrude命令，選取Cut切除材料，一共得到10為孔深為15的孔特征。⑨進行鏡像拷貝，完成機蓋建模 選取鏡像拷貝命令，鏡像拷貝前面建立的所有特征，以內(nèi)表面為鏡像平面，選擇 KeepBoth選項，完成特征的鏡像拷貝。結(jié)果如圖4.2、4.3所示。并將機座建模放入 Seat文件柜中，以備后用。圖4.2 箱蓋的實體造型圖 1圖4.3 箱蓋的實體造型圖 2雙環(huán)減速器的虛擬裝配及運動模擬5.1裝配的基本原理及步驟零件之間的裝配關(guān)系，實際上就是零件之間的位置約束關(guān)系。一個復(fù)雜機械的裝配模型可以看作由多個子裝配模型組成。因此，在創(chuàng)建大型的零件裝配模型時，可以先創(chuàng)建若干個子裝配模型，子裝配完成后，再將各個子裝配模型按照它們之間的相互位置關(guān)系進行裝配。在此I-DEAS軟件中的虛擬件就是零件或組件的圖形，或者說是零件或組件的映像。注意：虛擬件不是零件的復(fù)制件。零件有幾何信息，而虛擬件只有相對位置，它類似一個指針，指向保存在工作臺、抽屜、標(biāo)準(zhǔn)庫或共享庫中的零件或組件。在I-DEAS軟件中，裝配部件是由零件的虛擬件而不是零件本身構(gòu)成的。在裝配部件中可以使用同一個零件的多個虛擬件。