基于ProE的一级圆柱齿轮减速器的设计与运动仿真毕业设计文档格式.docx
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3.2轴的三维模型创建………………….………………...…….………………….…16
3.3箱体的三维模型创建………………….………………...…….………………….17
3.4油标的三维模型创建………………….………………...…….………………….18
3.5小轴承的三维模型创建………………….………………...…….………………19
3.6其他零件的三维模型创建………………….………………...…….……………19
3.7一级圆柱齿轮减速器三维模型的虚拟装配………………….………………...…19
第4章一级圆柱齿轮减速器的运动仿真………………….………………...…….21
4.1对齿轮传动的运动仿真………………….…………………...…….……………21
4.2总传动部分的运动仿真………………….………………...…….………………21
总结………………….………………...…….………….…….…….…….….……23
致谢……………………………….……………………..……………...…...………....24
参考文献………………………….…………………..……..………………….……...25
第1章绪论
1.1齿轮减速器的概述
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件。
常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；
在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。
齿轮减速器由于具有固定的传动比、结构紧凑、机体密封、使用维护简单等特点成为工程应用中普遍使用的机械传动装置，被广泛的应用于建材、运输、冶金、化工等行业。
减速器类型很多，按传动级数主要分为：
单级、二级、多级；
按传动件类型又可分为：
齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。
1.2齿轮减速器进行三维建模的意义
由于齿轮减速器的种类很多，一些类型的减速器已有系列标准，并由专门的厂家进行生产，但对于传动布置、结构尺寸、功率、传动比有特殊要求的、标准一时间无法确定的，就需要自己另行设计与制造了。
由于有特殊要求的减速器的设计周期长，设计过程麻烦，效率低，任务大，因而在整个的设计过程中如若可以将计算机辅助设计与一般的机械设计进行有机的结合，这样可以缩短产品的研发周期、提高生产效率、减少劳动强度、节约资源、减少人力资源的浪费。
同时在设计的过程中进行运动仿真和受力的分析，可以进一步的验证设计的结果，得出最优的方案，有效避免原材料的浪费，最大限度的节约人力资源，降低生产的成本，创造更高的效益，因此采用软件对减速器的模型进行三维的建模和运动仿真的优势很明显，进行此项工作显得非常的重要。
1.3对一级齿轮减速减速器的研究过程与方法
对于一级圆柱齿轮减速的三维建模和运动仿真的研究，首先应该建立数据的模型，在数据支持的基础上，初步计算出减速器各个零部件的基本结构和大小，然后利用Pro/E画出各个零部件的基本机构，再利用各个零部件的关系进行虚拟的装配，最后施加虚拟外力，看减速器能否运动，验证前边参数化设计过程的正确性。
第2章一级圆柱齿轮减速器参数化计算
齿轮减速器的三维模型的创建是本次设计过程的重要部分，同时也是后续的运动仿真分析的基础，仿真分析的结果与理论计算的结果的吻合程度依赖于三维建模的正确性与可行性，三维建模的参数化创建是在对设计要求进行优化分析参数相关手册的基础上确定参数关系然后创建的。
2.1引用设计数据进行参数化建模
1.数据：
运输带线速度v=1.40（m/s）
运输带牵引力F=1700（N）
驱动滚筒直径D=220（mm）
2.工作条件：
①使用期10年，双班制工作，单向传动；
②载荷有轻微振动；
③运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。
2.2电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：
按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.992×
0.97×
0.99×
0.95
=0.86
（2）电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×
1.4/1000×
0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
Nw=60×
1000V/πD
=60×
1000×
1.4/π×
220
=121.5r/min
根据推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×
nw=（6~20）×
121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。
由《机械设计课程设计》附录查出有三种适用的电动机型号、如下表
表2-1电动机的参数
方案
电动机
型号
额定功率
电动机转速
（r/min）
传动装置的传动比
带
齿轮
同步转速
满载转速
1
Y132s-6
3
1000
960
7.9
2
Y100L2-4
1500
1420
11.68
3.89
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：
方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。
方案2适中。
故选择电动机型号Y100L2-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
Y100L2-4。
电动机主要外形和安装尺寸
图2-1电动机的外形及安装尺寸
表2-2电动机的基本参数
中心高H
外形尺寸
L×
（AC/2+AD）×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×
E
装键部位尺寸F×
GD
100
380×
2823×
245
160×
140
12
28×
60
8×
41
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
2.3计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
（1）取i带=3
（2）因为i总=i齿×
i带
所以i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
2.4运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33（r/min）
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67（r/min）
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×
η带=2.76×
0.96=2.64KW
PII=PI×
η轴承×
η齿轮=2.64×
0.97=2.53KW
3、计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×
2.76/1420=18.56N?
m
TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N/m
TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N/m
2.5皮带轮传动的设计计算
1、选择普通V带截型
由《机械设计基础》P158表8-10得：
kA=1.2P=2.76KW
PC=KAP=1.2×
2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由《机械设计基础》P145表8-1得：
选用A型V带
2、确定带轮基准直径，并验算带速
由《机械设计基础》P153表8-6，取dd1=95mm>
dmin=75
dd2=i带dd1（1-ε）=3×
95×
（1-0.02）=279.30mm
由《机械设计基础》P153表8-6，取dd2=280
带速V：
V=πdd1n1/60×
=π×
1420/60×
1000=7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
3、确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×
500+3.14（95+280）+（280-95）2/4×
450
=1605.8mm
根据《机械设计基础》P146表8-2选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1605.8）/2
=497mm
4、验算小带轮包角
α1=1800-57.30×
（dd2-dd1）/a
=1800-57.30×
（280-95）/497
=158.670>
1200（适用）
5、确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查《机械设计基础》P153表8-6得P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表8-7得△P1=0.17KW
查表8-8，得Kα=0.94；
查表8-9得KL=0.99
Z=PC/[（P1+△P1）KαKL]
=3.3/[（1.4+0.17）×
0.94×
0.99]
=2.26（取3根）
带轮的示意图如下：
图2-2带轮示意图
6、计算轴上压力
由《机械设计基础》P145表8-1查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06（2.5/0.94-1）]+0.10x7.062=134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×
3×
134.3sin（158.67o/2）
=791.9N
2.6齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮材料与热处理：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。
查阅《机械设计基础》P190表10-2，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；
大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
2、按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥（6712×
kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
确定有关参数如下：
传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=×
20=77.8取z2=78
则φd=1.1
3、转矩T1
T1=9.55×
106×
P1/n1=9.55×
2.61/473.33
=52660N*mm
4、载荷系数k:
取k=1.2
5、许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZN/SHmin由《机械设计基础》P305表14-7查得：
σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算:
N1=60×
473.33×
10×
300×
18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×
108
查《机械设计基础》P193图10-3的曲线，得ZN1=1ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥（6712×
=49.04mm
模数：
m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取《机械设计基础》P89表5-2标准模数第一数列上的值，m=2.5
6、校核齿根弯曲疲劳强度
σbb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
78mm=195mm
齿宽：
b=φdd1=1.1×
50mm=55mm
取b2=55mmb1=60mm
7、复合齿形因数YFs
由《机械设计基础》P202表10-7得：
YFS1=4.35,YFS2=3.95
8、许用弯曲应力[σbb]
根据复合齿形因数P116：
[σbb]=σbblimYN/SFmin
由《机械设计基础》复合齿形因数得弯曲疲劳极限σbblim应为：
σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa
由《机械设计基础》图10-4得弯曲疲劳寿命系数YN：
YN1=1YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：
按一般可靠性要求，取SFmin=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×
1/1=490Mpa
[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×
1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<
[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<
[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
9、计算齿轮传动的中心矩a
a=（d1+d2）/2=（50+195）/2=122.5mm
10、计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度：
V=πn1d1/60×
1000=3.14×
50/60×
1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
2.7轴的设计计算
1、确定轴上零件的定位方式和固定方式
图2-3轴零件示意图
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
2、从动轴设计
（1）、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查《机械设计基础》图10-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,
查《机械设计基础》表14-1可知：
[σb+1]bb=216Mpa，[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=59Mpa
（2）、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥A
查《机械设计基础》P289表14-2可得，45钢取C=118
则d≥118×
（2.53/121.67）1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
（3）、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×
106P/n=9.55×
2.53/121.67=198582N*mm
齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×
198582/195N=2036N
径向力：
Fr=Fttan200=2036×
tan200=741N
（4）、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。
①、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查《机械设计课程设计》表17-2可得联轴器的规格为35×
82联轴器.
②、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位
③、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm。
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5。
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
④、选择轴承型号.由《机械设计基础》表12-3初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
⑤、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=35mm长度取L1=50mm
II段:
d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比
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