基于proe的二级减速器的参数化设计

基于proe的二级减速器的参数化设计内容摘要：

算应力循环次数。 9  11776260 60 30 .88 06 1 1 8 30 0 8 57 4 10 57 4 10 9 104nN n jLN          ⑦ 由图 1019 取接触疲劳寿命系数 2。 5H N H NKK。 ⑧ 计算疲劳需用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 1S ，由式（ 1012）得   1 l i m11 1 . 0 2 6 0 0 6 1 2HNH K M P a M P aS       2 l i m 22 1 .1 5 5 5 0 6 3 2 .5HNH K M P a M P aS     计算 （ 2） 试算小齿轮的分度圆的直径 ,1td 代入  H 中较小值  332112512 .3 2 ( )1 .4 7 .7 6 7 6 1 0 5 1 8 9 .82 .3 21 4 6 1 21 1 7 .7 4t EtdHkT Zudumm    （ 2） 计算圆周速度 v 1 1 1 7 . 7 4 3 0 . 8 8 0 6 0 . 1 9 0 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s     （ 3） 计算齿宽 b 1 1 117 .74 117 .74dtb d m m     （ 4） 齿宽与齿高之比 bh 模数 111 1 7 .7 4 9 6 6 .1 9 7 319tnt dm z   齿高 40nth m mm   bh 496 440  （ 5） 计算载荷系数 根据 /v m s ， 7 级精度，由图 108 查的动载荷系  ； 直齿轮， 1  FH KK。 由表 102 查的使用系数 ： 1AK 71 10N  62 10N   1 612H Mpa   2 Mpa  1 mm /v m s 1 117 .74tb dd 10 由表 104 用插值法 6 级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，   由 h， HK  查图 1013 得 FK  ；故载荷系数 1 1. 01 1 1. 52 8 1. 54 23A V H HK K K K K      （ 6） 按实际的载荷系数校正算的分度圆直径，有式（ 1010a ）得 3 311 1 . 5 4 2 31 1 7 . 7 4 9 6 1 3 1 . 7 2 5 21 . 4t tKdd K    （ 7） 计算摸数 m 111 3 1 . 7 2 5 2 6 . 9 3 2 919n dm m mz   按齿根弯曲强度计算设计 由式（ 105）得弯曲强度计算设计  3 1212 ()z Fa San dFYYKTm  （ 1） 公式内容的各计算值 ① 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001  ；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802  ； ② 由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 5 , 8F N F NKK ③ 计算弯曲疲劳许应力 取弯曲疲劳安全系数 ,S 由式（ 1012）得  111 0 . 9 5 5 0 0 3 3 9 . 2 8 5 71 . 4F N F EF K M P aS      222 0 .9 8 3 8 0 2661 .4F N F EF K M P aS    ④ 计算载荷系数 K 1 1. 05 1 1. 45 1. 52 25A V F a FK K K K K       ⑤ 查齿形系数。 由表 105 查的 a 1 a 22. 85 38FFYY；。 ⑥ 查取应力校正值系数。 由表 105 查的 a 1 a 21 .5 4 1 .7 5 2SSYY；。 1 mm mm 11 ⑦ 计算大、小齿轮的][SaFaYY并加以比较。 1112 . 8 5 1 . 5 4 0 . 0 1 2 9 4[ ] 3 3 9 . 2 8 5 7F a S aYY  2222 .2 3 8 1 .7 5 2 0 .0 1 4 7 4[ ] 2 6 6F a S aYY  大齿轮的值大 （ 2） 设计计算 3 522 1 . 5 2 2 5 7 . 7 6 7 6 1 0 0 . 0 1 4 7 4 4 . 5 8 7 91 1 9m      对比计算结果，由齿面接触疲劳强 度计算的模数 m 大 于 由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模 m 的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数 m 与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 5nm ，按接触强度算的的分度圆直径1 mm 来计算应 有的齿数，于是由 11 1 3 1 .7 2 5 2 2 6 .3 4 5 05ndz m   取 1 27z 21 4 2 6 .3 4 5 0 1 0 5 .3 8z iz    取 2 106z  这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 取几何尺寸计算 （ 1） 计算分度圆直径 11 27 5 135d z m m m    22 106 5 530d z m mm    （ 2） 计 算中心距 12() ( 2 7 1 0 6 ) 5 3 3 2 .522nz z ma m m    圆整取 a=333mm （ 3） 计算齿轮宽度 1 1 135 135b d d mm     圆整后， 2 135B mm ， 1 140B mm。  5nm 1 27z 2 106z  1 135d mm 2 530d mm mm 12 轴的设计计算 蜗杆轴 蜗杆上的功率 PI 转速 NI 和转矩分 TI 别如下： PI = NI =960r/min TI = 按扭矩初算轴径 选用 45 钢调值，硬度为 HBS255217  根据教材 )215(370 P 式，并查教材表 153，取 110A 33 3 . 5 2 2 31 1 0 1 6 . 9 6 7 5960pd A m mn   考虑到有键槽，将直径增大 7%，则： 17 (1 7% ) m m m m    因此选 mmd 20 蜗杆的结构设计 （ 1）蜗杆上零件的定位，固定和装配 一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。 I 端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径 1d ，故同时选用联轴器的转矩计算 IAca TKT  ，查教材 141，考虑到转矩变化很小，故取 , 35. 215 6 45. 780 3a c aK T N m    则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查机械手册表 1310选用 HL6型号弹性套柱销联轴器。 表 联轴器 型号 公称转距 )( mN 许用转速 min)/(r 1L  mm L  mm 轴的直径 mm 6HL 250 3800 60 82 32 因此 I 选择段 32 ,I IId mm  长度取 1 82 ,IIL mm  轴上键槽键宽和键高以及键长为 10 8 70。 II 端：因为定位销键高度 ， 6h mm取 因此， mmhdd IIIIIII 4421  。 轴承端盖的总长为 20mm,根据拆装 2 135B mm 1 140B mm mmd 20 N m 13 的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为 mmL 30 所以， 3 0 2 0 5 0II IIIL m m     段：初选用 角接触 球轴承，参考要求因 d IIIII =44，查机械手册选用 7209AC 型号滚子承 45 10 0 19d D B    。 45 , 24 .III V III Vd m m L m m即 L VIIIVII =24mm 角接触 球 轴承一端用油环定位（宽度为 6mm），油环紧靠轴环 端用于轴肩定位。 V 段：直径  1 4 5 2 8 .5 6 2 ,IV Vd m m    轴环宽度 b  ,在满足强度下，又要节省材料 取 轴肩宽度为  1L 10IV V mm ； 2 52IV Vd mm  ，  2L 35IV V mm  ； L 3 5 1 0 4 5IV V mm   。 V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径 80 ,d mm 齿顶圆直径 1 96ad  ,蜗轮的喉圆直径 2 248ad 。 查材料 114 变形系数 mmx  所以 蜗轮齿宽 12( 11 0. 06 ) 8 0. 06 31 8 78 .8b Z m m m       综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离 故选 L VIV =130mm 图 蜗杆轴 蜗轮轴 输出轴的设计计算 （ 1） 输出轴上的功率，转速和转矩： PII = , NII=,TII = （ 2） 求作用在轴上的力 32 ,I IId mm  1 82 ,IIL mm  ,44mmd ⅢⅡ  50II IIIL mm  62 ,IV Vd mm  L 45IV V mm 80d mm 2 248ad  1 mm 130 mmV VIL   14 221212112 1 22 2 7 8 4 6 9 9 .7 6 3 2 8 .22482 2 3 4 3 3 8 1 7 1 6 .980ta n 9 .5 3 0 .3 6 9 2 3 3 5 .1 0 5 8taatr r tTF F NdTF F NdF F F N            （ 3） 初步确定轴径的最小直径 选用 45 钢，硬度 HBS255217  根具教材公式 )215(3709 P 式，并查教材表 153，取 ,1120 A 33. 1 2 4 8 .6 8 9 5pd C mmnd mm   考虑到键槽，将直径增大 10%，则； 5 0 .3 5 1 7 % 5 2 .0 9 7 8d m m m m    所以，选用 mmd 55 轴的结构设计 （ 1）轴上的零件定位，固定和装配 蜗轮蜗杆单级减速装置中。