基于cad的一级减速器的二维设计毕业设计(编辑修改稿)

基于cad的一级减速器的二维设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

和增大转矩，以满足工作需要。 主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。 它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻、噪声低等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。 图 节气门 AutoCAD 简介 AutoCAD（ Auto Computer Aided Design）是 Autodesk（欧特克）公司首次于 1982 年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细 绘制、设计文档和基本三维设计。 现已经成为国际上广为流行的绘图工具。 AutoCAD 具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。 它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。 在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。 AutoCAD 具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行 [2]。 本文结合给定参数，使用 CAD 软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核，为汽车主减速器及汽车上其它齿轮传动零部件的设计奠定基础。 研究内容 本文以一级减速器机构为研究对象，以 CAD2020 为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。 主要内容如下： （ 1）通过给定的参数，并计算出相关的数据，然后进行运动和动力设计； （ 2）根据给定的参数，并且结合上面所算出数据，对主要零部件尺寸进行设计，并对强度进行校核； （ 3）根据计算出的零部件尺寸，绘画出各零部件和一级减速器的 二维 图纸。 7 2. 传动装置的运动和动力学分析 参数和传动方案 选用 Y 系列三相异步电动机（ ），其技术数据：额定功率为 ，满载转速为 960r/min， V 带连接，其中 V带 的传动比为 ，一级直齿减速器齿轮的传动比为 5。 传动方案如下图所示： 图 传动方案 动力和运动分析 转速 由满载转速和 V带传动比计算高速轴转速： 1 ,wnn i () 其中， 1n 为高速轴转速； wn 为额定转速； ,i 为 V带的传动比。 本文中 wn =960r/min， ,i =，代入式 ()，求得高速轴转速 1n =384r/min。 由高速轴和一级直齿减速器齿轮的传动比计算低速轴转速： 12 nn i () 其中， 2n 为高速轴转速； i 为 一级直齿减速器齿轮的传动比。 将 1n 和 i 的数据代入式()，得到低速轴转速 2n =。 功率 由给定的电动机额定功率和各零件传动效率计算两轴功率。 高速轴输入 功率： 1 1 4wpp   () 其中， 1p 为高速轴输入功率； wp 为额定功率； 1 为 V 带传动效率； 4 为联轴器传动效率。 由 文献 [3]表 23 查得： 1  ， 4 =。 电动机额定功率 wp 为 ，将数据代入式 ()，计算得到高速轴输入功率 1p 为。 高速轴功率： 01 1 2pp () 其中， 01p 为高速轴功率； 2 为滚动轴承传动效率。 由 文献 [3]中表 23 查得： 2 =。 将数据代入式 ()，得到高速轴功率 01p 为。 低速轴功率： 02 01 1pp () 其中， 02p 为低速轴功率； 3 为闭式齿轮传动效率。 由 文献 [3]中表 23 查得： 3 =。 将数据代入式 ()，计算得到低速轴功率 02p 为 kW。 低速轴输出功率： 2 02 2pp () 其中， 2p 为低速轴输出功率。 将数据代入式 ()，得到低速轴输出功率 2p 为 kW。 转矩 由高速轴输入功率，低速轴功率，高速轴 转速和各零件传动效率计算转矩。 高速轴输入转矩： 11 19550 pT n () 其中， 1T 为高速轴输入转矩。 将数据代入式 ()，计算得到高速轴输入转矩 1T 为。 高速轴转矩： 01 1 2TT () 其中， 01T 为高速轴转矩。 将数据代入式 ()，得到高速轴转矩 01T 为 。 低速轴转矩： 020229550 pT n () 其中， 02T 为低速轴转矩。 将数据代入式 ()，计算得到低速轴转矩 02T 为 。 低速轴输出转矩： 2 02 2TT () 其中， 2T 为 低速轴 输出转矩。 将数据代 入式 ()，得到低速 轴输出转矩 2T 为。 本章小结 根据上述计算得出 ，减速器的运动和动力学参数如表 所示： 表 运动和动力设计参数 轴名 功率 kw 转矩 转速 r/min 传动比 输入 输出 输入 输出 电动机轴 高速轴 384 5 低速轴 10 3. 齿轮传动的设计 齿轮参数的初步确定 由参考 文献 [4]表 111 可知 齿轮轴 小齿轮 45调制，齿面硬度 197286HBS， 接触疲劳极限 lim 1 620H MPa  ， 弯曲疲劳极限 1 480FE MPa  ，大齿轮用 ZG35SiMn 调制，齿面硬度 241269HBS， 接触疲劳极限 lim 2 620H MPa  ， 弯曲疲劳极限 2 510FE MPa  ；由参考 文献 [4]表 115 可知， 安全系数 为  、 。 模数的确定 计算分度圆直径 按照齿面接触疲劳强度 计算分度圆直径，其表达式如下： 20201 2 1 ()EHdHkT zzid i   () 其中， 1d 为分度圆直径； k 为载荷系数， d 为齿宽系数， 由 文献 [4]中表 116 查得齿宽系数 d 为 1。 由 文献 [4]中表 113 查得： k 为 ； Ez 为材料弹性影响系数，由 文献 [4]中表114 查得： Ez 为 ； Hz 为区域系数，取值 ； [ H ]为许用应力，其表达式为： lim[]HHHs  () 将 lim 1 620H MPa  、  代入式 ()可得 1[ ] 564H MPa  ； 将 lim 2 620H MPa  、  代入式 ()可得 2[ ] 564H MPa 。 因为 2H 等于 1H ，所以 []H 取 564MPa。 将数据带入式 ()，可得分度圆直径 1 mm 模数的选择 小齿轮 齿数 1 28Z ，由 小齿轮的 分度圆直 径和齿数确定模数，其表达式如下： 11d m z () 其中， m为模数。 将齿数及分度圆直径数据带入式 ()中 ， 可得模数 m=，取标准 值 为。 逆推式 ()， 小齿轮分度圆直径 1 70d mm。 按齿根弯曲疲劳强度校核 由模数可以校核齿根弯曲疲劳强度，其达式如下： 013 212 []Fa SadFkT Y Ym z () 其中， FaY 为外齿轮的齿形系数， SaY 为外齿轮齿根修正系数。 由 文献 [4]图 118 查得，小齿轮的齿形系数 1FaY 为 ；齿轮的齿形系数 2FaY 为 ；由 文献 [4]图 119 查得，小齿轮齿根修正系数 1SaY 为 ，大齿轮齿 根修正系 2SaY 为。 [ F ]为许用应力，其表达式为： []FEF Fs  () 将 1 60FE MPa  、  带入式 ()， 可得 1 480FE MPa  ；将 2 510FE MPa  、  带入 式 ()， 可得 1[ ] 38 4FE MPa  ， 2[ ] 408FE MPa 。 计算 1 1 2 212Fa Sa Fa SaFFY Y Y Y ，取较大值带入式 ()， 计算可得  ，由于所取的标准模数大于计算得到的模数，因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。 齿轮的几何尺寸 由小齿轮齿数及齿轮传动比可以确定大齿轮齿数，其表达式如 下： 21z z i () 其中 2z 为大齿轮齿数，将 1 28z 、 5i 带入式 ()， 可得大齿轮齿数 2 140z 。 由模数和齿数可以确定大齿轮分度圆直径，其表 达式如下： 22d m z () 其中 2d 为大齿轮分度圆直径，将 m=、 2 140z  带入式 ()， 可得 2 350d mm。 由齿数 1z 、 2z 、 模数 m 以及齿顶高系数 *ah 可计算齿顶圆直径 1ad 、 2ad ，其表达式如下：  *2aad z h m () 根据 GB13561988 规定：对于正常齿制， *ah =1， *c =。 将 1 28z ，模数 m= 带入式 ()可得齿顶圆直径 1 75ad mm ，将 2 140z  ，模数 m= 带入式 ()可得齿顶圆直径2 355ad mm。 由齿数 1z 、 2z 、 模数 m以及齿顶高系数 *ah 和顶隙系数 *c 可计算齿顶圆直径 1ad 、 2ad ，其表达式如下：  **22fad z h c m   () 其中 fd 为齿根圆直径 ， *c 为顶隙系数，将数据带入式 ()， 可得小齿轮齿根圆直径1 mm 、大齿轮齿根圆直径 2 mm。 由分度圆直径和齿宽系数 计算 可得齿轮宽度，其表达式如下 dbd () 将 2 350d mm ， 1d 带入式 ()， 可得大齿轮齿宽 2 70b mm ，小齿轮比大齿轮大5mm，则小 齿轮齿宽 1 75b mm。 由两分度圆直径可确定齿轮的中心距 a ，其表达式如下： 121 ()2a d d () 将 1 70d mm 、 2 350d mm 带入式 ()可得中心距 210a mm。 齿轮精度校核 齿轮的精度等级由小齿轮的圆周速度决定，其表达式如下： 1160 10 00dnv   () 将 1 70d mm 、 1 384 / minnr 带入式 ()， 可得小齿轮圆周速度 /v mm s ，参照文献 [4]表 112， 可知选择 8 级精度合适。 本章小结 (1)本章 通过 模数的确定、弯曲疲劳强度校核和几何尺寸的 计算 ， 并计算齿轮的圆周速度来确定齿轮的精度 得出大小齿轮 具体 的 齿轮的几何尺寸 ， 如表 所示。 (2)齿轮的零件图在附录中已给出。 表 齿轮几何尺寸 分度圆直径 /mm 齿顶圆直径 /mm 齿根圆直径 /mm 齿轮宽度 /mm 中心距 /mm 小齿轮 70 75 75 210 大齿轮 350 355 70 14 4. 传动轴的设计 高速轴的设计 估算最小直径 按扭转强度估算轴的直径，选 45， 由 文献 [5]表 153，可知 扭转强度 2545MPa， 材料常数 0 126 103A ， 0A 取 125，其表达式如下 013001PdAn () 将 0 125A 、 1 384 / minnr 、 01 kw 带入式 ()可得 0 mm。 高速轴 最。