毕业设计Proe参数化齿轮精.docx
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毕业设计Proe参数化齿轮精
毕业设计说明书
齿轮传动的建模与仿真——齿轮减速器
学号:
05
姓名:
张奎
班级:
048841
专业:
机电一体化系部:
机电工程系指导老师:
陈凤
完成时间:
2006.11.18~2006.1.2
引言-----------------------------------------------------------------------------(3第1章传统设计-----------------------------------------------------------(41.1总体设计-------------------------------------------------------------------(41.1.1电动机的选择------------------------------------------------------------------(41.1.2传动比的分配------------------------------------------------------------------(51.1.3传动装置的运动和动力参数计算------------------------------------------(51.2传动零件的设计计算-----------------------------------------------------(51.2.1高速级齿轮传动的设计------------------------------------------------------(51.2.2低速级齿轮传动的设计-------------------------------------------------------(91.3轴的设计-------------------------------------------------------------------(121.3.1轴的材料选择和最小直径估算-----------------------------------------------(121.3.2减速器装配草图的设计--------------------------------------------------------(121.3.3轴的结构设计--------------------------------------------------------------------(121.4轴的的校核----------------------------------------------------------------(141.4.1轴的力学模型的建立---------------------------------------------------------(141.4.2计算轴上的作用力------------------------------------------------------------(151.4.3计算支反力---------------------------------------------------------------------(151.4.4绘制转矩、弯矩图------------------------------------------------------------(161.4.5弯扭合成强度校核------------------------------------------------------------(161.5键的选择与校核----------------------------------------------------------(171.6滚动轴承的选择与校核------------------------------------------------(171.7联轴器的选择-------------------------------------------------------------(181.8箱体及其附件的设计----------------------------------------------------(181.9润滑、密封的设计--------------------------------------------------------(19第2章Pro/E设计流程------------------------------------------------------(192.1Pro/E建模---------------------------------------------------------------(242.2Pro/E仿真---------------------------------------------------------------(26第3章毕业设计小结--------------------------------------------------------(29参考文献------------------------------------------------------------------------------------(30
引言
齿轮被作为工业的象征镶嵌在国徽上,这是因为齿轮与齿轮减速器几乎是所有机械成套设备的传动部件。
齿轮在机械装备中传递动力或传递运动方面与皮带、摩擦、液压等传动件相比,具有传动功率范围大、传动效率高、传动比准确、使用寿命长、安全可靠等特点和优点。
齿轮传动是机械传动中数量最大,应用最广泛的传动。
齿轮制造业在国际上是一个大的产业。
中国是一个巨大的齿轮市场。
齿轮制造技术在吸收电子信息技术的营养后焕发出新的活力。
新中国成立以来,中国的齿轮制造技术有了长足的进步。
近年来,世界经济,特别是中国经济的发展带来了对齿轮传动产品(齿轮传动变速箱的旺盛需求。
相关行业,如信息、电子、新材料等的发展也推动了齿轮传动技术的发展。
对于齿轮传动的建模与仿真的意义,我们要说的是,在以往不管设计那一种机械产品,都得先根据相关的数据以及其他的辅助条件,之后,也是最重要的一点,就是必须根据计算出的数据生产出样机,再进行相应的运动学、静、动平衡等等复杂而多样的试验,如此才可以确定所设计的产品是否合理、得当、实用,然而从经济角度以及市场竞争的方面考虑,这个传统的设计过程所须的时间、人力、财力颇多,不利于长久发展,对于其研究必须得到一个可持续的革命。
现在我们以PC机为平台,通过结合相关的软件(这里主要运用Pro/E软件,根据相应的计算数据,把所设计的机械产品(这里主要指斜齿轮和直齿轮所需要的零部件的三维实体全部绘出,再装配成整体,最后通过软件的机构仿真模块,对所设计的产品进行各种力学、热学等测试,一旦发现设计不当的地方可以及时改正,避免了传统设计中设计不当造成的财力及资源的白白浪费,继续测试,直到设计完好为止,如此一来,大大地提高了设计效率,缩短产品的设计周期,有利于长久发展,同时又可带来很大的经济效益。
第1章传统设计
1.1总体设计
原始数据
传动带牵引力F=6KN,传动带线速度V=1.3m/s,滚筒直径D=450mm。
工作条件与技术要求:
输送带速度允许误差为±4%,输送机效率为0.96。
工作年限:
10年;工作环境:
室内,清洁;
动力来源:
电力,三相电源,电压380V;
工作情况:
双班制,连续单向运转,轻微冲击;
制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,中等批量生产。
检修间隔期:
四年一次大修,二年一次中修,半年一次小修;
传动方案:
1—电动机2—联轴器3—减速器4—联轴器5—滚筒6—传动带
1.1.1电动机的选择
(1电动机类型的选择根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
(2电动机功率的选择工作机所需要的有效功率:
Pw=η
1000FVkw=96.010003.16000⨯⨯kW=8.125kW其中,ηw为工作机传动功率。
为了计算电动机所需功率Pd,需确定传动装置总效率η。
设各效率
分别为:
η1=η4(弹性联轴器、η2(8级闭式齿轮传动、η3(滚动轴承。
由表查得:
η1=η4=0.99,η2=0.98,η3=0.98;则传动装置的总效
率为:
η=η1⨯η22⨯η33⨯η4=0.886。
电动机所需功率为:
Pd=Pw/η=8.125/0.886KW=9.17kW
由表确定电动机的额定功率为11kW。
(JB/T9616-1999
(3电动机转速的选择选用常用同步转速1000r/min和1500r/min两种作对比。
工作机转速nw=D
V⨯⨯π10006060*1000v/π*D=450
142.33.1100060⨯⨯⨯r/min=55.175r/min
总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速。
现将两种电动机的有关数据列于下表比较
表1.1两种电动机的数据:
由上表可知方案Ⅰ总传动比过大,为了能合理的分配传动,使传动装置结构紧凑决定选用方案Ⅱ。
1.1.2传动比的分配
现总传动比i=17.599。
因没有其它传动机构,故该减速器传动比if=i=17.599;考虑两级齿轮润滑问题,两级大齿轮应有相近的浸油深度,两级齿轮减速器高速级传动比i1与低速级传动比i2的比值为1.2,即i1=1.2⨯i2。
则再由i1⨯i2=if=17.599得:
i1=4.595,i2=3.830。
传动装置的运动和动力参数计算
1各轴转速的计算
nm=971r/min
nⅠ=nm=971r/min
nⅡ=nⅠ/i1=971/4.784r/min=202.968r/min
nⅢ=nⅡ/i2=202.968/3.83r/min=55.169r/min
nⅣ=nⅢ=55.169r/min
2各轴输入功率的计算
Pd=9.17KW
PⅠ=Pd⨯η1=9.17⨯0.99KW=9.078KW
PⅡ=PⅠ⨯η2⨯η3=9.078⨯0.98⨯0.98KW=8.719KW
PⅢ=PⅡ⨯η2⨯η3=8.179⨯0.98⨯0.98KW=8.374KW
PⅣ=PⅢ⨯η3⨯η4=8.374⨯0.98⨯0.99KW=8.124KW
3各轴输入转矩的计算
Td=9550⨯Pd/nm=9550⨯9.17/971N·m=90.189N·m
TⅠ=9550⨯PⅠ/nⅠ=9550⨯9.078/971N·m=89.284N·m
TⅡ=9550⨯PⅡ/nⅡ=9550⨯8719/202.968N·m=410.244N·m
TⅢ=9550⨯PⅢ/nⅢ=9550⨯8.374/55.169N·m=1449.577N·m
TⅣ=9550⨯PⅣ/nⅣ=9550⨯8.124/55.169N·m=1406.300N·m
表1.1.2将各轴的运动和动力参数列于下表:
1.2零件的设计计算
1.2.1高速级齿轮传动的设计
(1选择材料与热处理
所设计的齿轮传动属于闭式传动,通常采用软齿面的钢制齿轮,查表,选用价格便宜便于制造的材料;小齿轮材料为45钢,调质处理,硬度为260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度215HBS,硬度差45HBS较合适。
(2选择精度等级,带式运输机是一般机械,速度中等,故选择8级精度。
第6页共36页第页共36页6
第7页共36页第页共36页
7
(3按齿面接触疲劳强度设计。
本传动为闭式传动,软齿面,因此主要失效形式为疲劳点蚀,应根据齿面接触疲劳强度设计。
根据式d1≥12
1
590UUTKdH+ψ∙⎪⎪⎭
⎫⎝⎛σ1载荷因数K。
圆周速度不大,精度中等,齿轮关于轴承不对称布置,查表取K=1.22转矩T1
T1=89.284⨯1000N·mm=89284N·mm
3接触疲劳许用应力[σH]
[σH]=σHmin⨯ZN/SHmin
由教材图6-37查得:
σHlim1=550MPa,σHlim2=390Mpa
接触疲劳寿命系数ZN:
按一年300个工作日,双班每天8小时计算,由公式N=60njth得
N1=60⨯971⨯1⨯(2⨯10⨯300⨯8=2.8⨯109N2=N1/i1=2.79⨯108
查教材图6-38中曲线1,得:
ZN1=1ZN2=1.03
按一般可靠性要求,取SHmin=1
[σH1]=σHmin⨯ZN1/SHmin=550⨯1/1=550Mpa[σ
H2]=σ
Hmin⨯ZN2/SHmin=390⨯1.03/1=401.7MPa
4计算小齿轮分度圆直径d1由教材表6-12,取Ψd=1
d1≥12
1
590UUTKdH+ψ∙⎪⎪⎭
⎫⎝⎛σ=58.53(mm
取d1=60(mm
(4确定主要参数,计算主要几何尺寸。
1齿数:
取z1=23,则z2=z1⨯i1=23⨯4.784=110.032,
第8页共36页第页共36页8
取z2=110
2验算传动比误差:
Δi=0.02%<5%,合适。
3初选螺旋角β0=12。
4确定模数mn。
mn=1
1coszdo
β=2.489,取mn=2.5mm5计算中心距a
d2=d1⨯i1=58.53⨯4.595=268.945mm
初定中心距a0=
mmdd738.1662
2
1=+,圆整取a=170mm6计算螺旋角β。
94852.01702
10623(22(cos
21=⨯+⨯=
+=
a
zzmnβ,得实际螺旋角
β≈18.463o,在8o~20o范围内,故合适。
7计算传动的主要尺寸。
实际分度圆mmzmdn62.6094852
.023
2cos11=⨯==
βmmzmdn380.27994852
.0106
2cos22=⨯==
β齿宽bb=mmmmdd62.6062.6011=⨯=ϕ取mmb622=,mmbb68621=+=
8验算圆周速度1v
1v=
smdn/082.31000
60450
971142.31000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯π
因为1v≤6m/s,故取8级精度合适。
9校核弯曲疲劳强度。
①复合齿形因数FSY
第9页共36页第页共36页9
267.12494852.0(106cos964.26
94852.0(23
cos3
322
3
311======ββzzzzvv
由课本图6-40查得,917.3,20.421==FSFSYY②弯曲疲劳许用应力[]bbσ
[]NFbbbbYSmin
limσσ=
由图6-41得弯曲疲劳极限应力MPaMPabbbb415,490limlim==σσ。
由图6-42得弯曲疲劳寿命系数NY:
02.1121==NNYY,
弯曲疲劳的最小安全系数minFS:
按一般可靠性要求,取minFS=1。
计算得弯曲疲劳许用应力为
[]MPaYSN
Fbbbb49011
490
min
1lim1=⨯=
=σσ[]MPaYSNFbbbb75.43505.11
4152min
2lim2=⨯==σσ
③校核计算
MPaYzmbKTFSnbb86.693463.18cos2.423
5.268284
.892.16.1cos6.12
112111=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=∙=
βσ<[]1bbσ[]21
2
1216.652
.4917
.386.69bbFSFSbbbbMPaMPaYYσσσ<=⨯=
∙=
故弯曲疲劳强度足够。
(5齿轮结构设计
小齿轮由于直径较小,采用齿轮轴结构;大齿轮采用孔板式结构,结构尺寸按经验公式和后续设计的高速轴配合段直径计算,见表F-14;大齿轮结构草图见附图1。
表1.2.1高速级齿轮传动的尺寸
注:
对于该大小斜齿轮,由于Pro/E建模过程中出现一些问题,故可对齿轮加入变位因数XN,变位因数值为0.38,即小齿轮采用正变位,大齿轮采用负变位。
1.2.2低速级齿轮传动的设计
(1选择材料与热处理。
第10页共36页第页共36页10
所设计的齿轮传动属于闭式传动,通常采用软齿面的钢制齿轮,查表,选用价格便宜便于制造的材料;小齿轮材料为45钢,调质处理,硬度为260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度215HBS,硬度差45HBS较合适。
(2选择精度等级,带式运输机是一般机械,速度中等,故选择8级精度。
(3按齿面接触疲劳强度设计。
本传动为闭式传动,软齿面,因此主要失效形式为疲劳点蚀,应根据齿面接触疲劳强度设计。
根据式d1≥
2
1671
UUKTd
H
+ψ⎪⎪
⎭
⎫
⎝
⎛
σ
1载荷因数K。
圆周速度不大,精度中等,齿轮关于轴承不对称布置,查表取K=1.4
2转矩T=410244.226N·mm
3接触疲劳许用应力[σH]
[σH]=σHmin⨯ZN/SHmin
由教材图6-37查得:
σHlim1=6100MPa,σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数ZN:
按一年300个工作日,双班每天8小时计算,由公式N=60njth得
N1=60⨯971⨯1⨯(2⨯10⨯300⨯8=2.92⨯108
N2=N1/i1=7.6⨯107
查教材图6-38中曲线1,得:
ZN1=1.15ZN2=1.3
按一般可靠性要求,取SHmin=1
[σH1]=σHmin⨯ZN/SHmin=610⨯1.15/1=701.5Mpa[σH2]=σHmin⨯ZN/SHmin=500⨯1.3/1=650MPa
4计算小齿轮分度圆直径d1由教材表6-12,取Ψd=1
d1≥
2
1671
UUKTd
H
+ψ⎪⎪
⎭
⎫
⎝
⎛
σ
=88.06(mm
取d1=90(mm
5计算圆周速度1v
1v=
1000
6090
968.20214.31000
601
1⨯⨯⨯=
⨯dnπ=0.956m/s
因为1v≤6m/s,故取8级精度合适。
(4确定主要参数,计算主要几何尺寸。
1齿数:
取z1=23,则z2=z1⨯i1=23⨯3.83=88.09,取z2=892验算传动比误差:
Δi=0.2%<5%,合适。
3确定模数m。
m=d1/z1=3.91,取m=4mm4分度圆直径;
d1=mz1=4⨯23=92mmd2=mz2=4⨯89=356mm
5中心距a
a=(2
1
21dd+=224mm6齿宽b
b=mmdd921=∙ψ
取b2=92mm,621+=bb=98mm
(5校核弯曲疲劳强度。
FSbbYmdBKT1
11
2=
σ1复合齿形因数FSY,由图6-40得:
YFS1=4.3YFS2=3.962弯曲疲劳许用应力[]bbσ
[]NFbbbbYSmin
limσσ=
由图6-41得弯曲疲劳极限应力limbbσ:
1limbbσ=510Mpa,4302lim=bbσMPa
由图6-42得弯曲疲劳寿命系数NY:
12.11.121==NNYY,
弯曲疲劳的最小安全系数minFS:
按一般可靠性要求,取minFS=1。
计算得弯曲疲劳许用应力为
[]MPaYSNFbbbb5611.11
5101min
1lim1=⨯==σσ
[]MPaYSNFbbbb6.48112.11
4302min
2lim2=⨯==σσ
3校核计算
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==MPaYmdbKTFSbb3.49049810244.4104.122311111
σ140Mpa<[]1bbσ[]2321212
1.15096.390
49210244.4104.122bbFSbbMPaMPaYmdbKTσσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==故弯曲疲劳强度足够。
(6齿轮结构设计
小齿轮由于直径较小,采用齿轮轴结构;大齿轮采用孔板式结构,结构尺寸按经验公式和后续设计的高速轴配合段直径计算,见表F-14;大齿轮结构草图见附图2。
表1.2.2低速级齿轮传动的尺寸
1.3轴的设计
1.3.1轴的材料选择和最小直径计算
根据工作条件,初选轴的材料为45钢,调质处理。
按扭转强度法进行最小直径估算,即:
初算轴径时,若最小直径轴段开有键槽,还要考虑键槽对轴的强度的影响。
当该轴段截面上有一个键槽时,直径增大5%~7%,两个键槽时,直径增大10%~15%。
A值由课本查表确定:
对于各轴A值取相等,即A=118。
高速轴:
最小直径D11mmC86.24.93==≥,考虑到键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取D11=25mm中间轴:
计算同上,D19=45mm低速轴:
计算同上,D32=70mm1.3.2减速器装配草图的设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求,初步设计减速器装配草图,见附图3。
1.3.3轴的结构设计(1、高速轴的结构设计
高速轴轴系的结构如附图4所示。
1各轴段直径的确定
D11:
最小直径,安装联轴器的外伸轴段,D11=25mm
D12:
密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封,D12=28mm
D13:
滚动轴承段,D13=30mm。
滚动轴承选取NF206,其尺寸为
D14:
过度轴段1,D14=36mm
齿轮处轴段:
由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构。
D15:
过度轴段2,D15=40mm
D16:
过度轴段3,D16=35mm
齿轮处轴段:
由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴结构。
D17:
过度轴段4,D17=40mm
D18:
滚动轴承段,D18=D13=30mm
2各轴段长度的确定
L11:
由联轴器的毂孔宽度确定,L11=62mm
L12:
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