减速箱的毕业设计论文Word格式文档下载.docx
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2.1.2减速器的传动方案选择
2.2减速器电动机的选择
2.3传动装置的运动和动力参数计算
2.4减速器齿轮传动设计
2.4.1高速级齿轮传动参数设计
2.4.2、高速级齿轮结构设计
2.4.3低速级齿轮传动参数设计
2.4.4低速级齿轮结构设计
2.5轴的设计计算
2.5.1输出轴轴III的设计计算
2.5.2中间轴轴II的设计计算
2.5.3输入轴轴I的设计计算
2.6轴承校核
2.6.1轴I上轴承校核
2.6.2轴II上轴承校核
2.6.3轴III上轴承校核
3.基于UG/WAVE的参数化设计
3.1参数化设计思想
3.2UG/WAVE参数化建模技术
3.2.1传统参数化建模技术
3.2.2基于UG/WAVE参数化建模技术
3.3WAVE技术
3.4参数化渐开线齿轮范例
4.结论与展望
4.1结论
4.2不足之处与展望
参考文献
致谢
第1章绪论1.1项目背景及重要性
减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。
在目前用于传递动力与运动的机构中，减速器的应用范围相当广泛。
几乎在各式机械的传动系统中都可以见到它的踪迹，从交通工具的船舶、汽车、机车，建筑用的重型机具，机械工业所用的加工机具及自动化生产设备，到日常生活中常见的家电，钟表等等•从大
动力的传输工作，到小负荷，精确的角度传输都可以见到减速器的应用。
UG参数化设计和WAVE件间的相关性设计在现代设计中应用越来越广泛。
通过参数
化设计可以快速进行模块化、系列化设计。
WAV部件间相关性设计可以快速实现设计意图
改变的传递。
U防的参数化和WAV技术具有简单、实用、功能性强大等特点。
两者结合能够实现产品的快速开发，可极大提高产品的设计效率。
随着网络技术的发展，为并行工程带来了新的内涵，UGAVAVE术为此提供了一个桥梁，
允许产品的设计者们分布在不同的区域，并行对产品进行设计。
首先在服务器，利用UG软
件建立产品模型，确定产品的主要参数，以及产品各零件之间的、约束关系，并将其传递给分布在不同地域的各个节点，然后节点的设计师根据产品功能要求，对产品进行设计，零部件之间的约束关系可以通过UG^W—AV来关联。
1・2减速器的发展趋势
20世纪70-80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。
通用减速器的发展趋势如①高水平、高性能。
圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。
2积木式组合设计。
基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。
3型式多样化，变型设计多。
摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。
促使减速器水平提高的主要因素有：
1理论知识的日趋完善，更接近实际（如齿轮强度计算方法、修形技术、变形计算、优化设计方法、齿根圆滑过渡、新结构等）。
2采用好的材料，普遍采用各种优质合金钢锻件，材料和热处理质量控制水平提高。
3结构设计更合理。
4加工精度提高到ISO5—6级。
5轴承质量和寿命提高。
6润滑油质量提高。
自20世纪60年代以来，我国先后制订了JB1130-70《圆柱齿轮减速器》等一批通用减速器的标淮，除主机厂自制配套使用外，还形成了一批减速器专业生产厂。
目前，全国生产减速器的企业有数百家，年产通用减速器25万台左右，对发展我国的机械产品作出
20世纪60年代的减速器大多是参照苏联20世纪40-50年代的技术制造的，后来虽有所发展，但限于当时的设计、工艺水平及装备条件，其总体水平与国际水平有较大差距。
改革开放以来，我国引进一批先进加工装备，通过引进、消化、吸收国外先进技术和科研攻关，逐步掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。
材料和热处理质量及齿轮加工精度均有较大提高，通用圆柱齿轮的制造精度可从JB179—60的8-9级提高
到GB1009—88的6级，高速齿轮的制造精度可稳定在4—5级。
部分减速器采用硬齿面后，体积和质量明显减小，承载能力、使用寿命、传动效率有了较大的提高，对节能和提高主机的总体水平起到很大的作用。
我国自行设计制造的高速齿轮减（增）速器的功率已达42000kW，齿轮圆周速度达
150m/s以上。
但是，我国大多数减速器的技术水平还不高，老产品不可能立即被取代，新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。
1・3研究计划及预期成果
了解齿轮减速器的相关设计知识，熟悉UG参数化设计和WAVE部件间的相关性设计,设计虚拟样机。
第二章.减速器的设计2.1减速器的驱动数据及传动方案
2.1.1设计带式输送机传动装置
III
动力及传动装置
图2-1结构示意图
原始数据
1、输送带工作拉力F=7kN；
2、输送带工作速度v=1.1m/s；
3、滚筒直径D=400mm;
4、滚筒效率nj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
5、工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
6、使用折旧期8年；
7、工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35C；
&
动力来源电力，三相交流，电压380/220V；
9、检修间隔期四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修;
10、制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产
2.1.2减速器传动方案选择
二级斜齿轮展开式的传动比范围一般为8〜40,且结构简单，应用广泛，传动精度
较高，使用寿命长，且满足工作环境要求，维护简便，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。
高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，传动方案运动简图如下图2-2所示。
LH
It——ITl-!
7]T
图2-2传动方案
2.2电动机的选择
内容
步骤与过程
结果
、11滚筒转速nn
输送带工作速度v=1.1m/s,滚筒直径D=400mm滚筒转速nd=60v/nD=60*1.1/n*0.4r/min=52.5r/min
2、
滚筒输出
Pd=Fv/1000kW=7000*1.1/1000kW=7.7kW
Pd=7.7kW
功率
Pd
3、
所需电动机功率
由手册表1-7查得
7级精度的一般齿轮传动（油润滑）效率n仁0.97球轴承的效率
n2=0.99齿式联轴器的效率n3=0.99搅油耗费的功率不计所以
P0/=9.05kW
4、
电动机参数
查手册表12-1可选丫160L-6型三相异步电动机，其额定功率
Po=11kW,满载转速n0=970r/min
Y160L-6型三相异步电动机
P0=11kW
n0=970r/min
23传动装置的运动和动力参数计算
内容
1、计
6
i-
970
i<
5,
算总
-dOE
18.5
传动
nd
52.5，
比、分配各级传动比
取“1.352
，得i^—5,i^—3.7
i厂3.7
2、运动和
1）
各轴转速：
nI970
n|=970r/min
动力
冷
—n0—970r/min,n“一一r/min-194r/min,
i15
m=194r/min
参数计算
n川
r/min=52.43r/min
nin=52.43r/min
——
i1*i25*3.7
R=9.9kW
R=9.51kW
R”=9.13kW
Rii输入二9.°
4kW
M0=108.3NLm
MI=107.2NLm
M“=514.7NLm
Mm=1729.9NJm
m
2）各轴功率：
R=F0*%=11*0.99kW=9.9kW
R=R*=9.9*0.99*0.97kW=9.51kW
Ru=R]*匕*叫=9.51*0.99*0.97kW=9.13kW
Rhi输入=£
*H2=9.13*0.99kW=9.04kW
3）各轴转矩（输入）：
M°
=9550*°
Nh=9550*N_m=108.3N_m
n0970
MI=M0*3=108.3*0.99N=107.2N_m
ML二Mi*h*21=107.2*5*0.99*0.97NLm=514.7N_m
M川二M「i2*21=514.7*3.5*0.99*0.97NLm=1729.9N
2.4减速器齿轮传动设计
2.4.1高速级齿轮传动参数设计
R=9.9kW，nI=970r/min，i^5，寿命8年（两班制），单向运转
1、选
宀心定齿轮类
型、
精度等级、材料及齿数
1）斜齿圆柱齿轮，7级精度
2）小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS两者材料硬度相差40HBS
3）选小齿轮齿数乙=24，大齿轮齿数Z2=u*乙=5*24=120，螺旋角0=14：
，u=i=5
斜齿圆柱齿轮，7级精度
小齿轮：
40Cr,硬度为280HBS,齿数乙=24
大齿轮：
45钢，
硬度为240HBS乙=120，
螺旋角B=14
按
齿
面
1）试算
d1t
①彳曲色ub同
试选Kt=1.6,由《机械设计》图10-30选取ZH=2.433,由图10-26查得初=0.779，菇=0.89，则%=备］十呂巾=0.779+0.89=1.669
Kt=1.6，
Zh=2.433
电=1.669
接触强度设计
②计算小齿轮转矩T1:
-95.5*105**-95.5*105*9.9“亦-9.747*104Nmn1970-
mT^9.747*104Nmm
③选齿宽系数场：
由《机械设计》表10-7选％=1
幽=1
④查Ze:
由表10-6查得Ze=189.8MPa'
2
ZE=189.8MPa"
⑤查°
Hlim1°
Hlim2:
由《机械设计》图10-21d查得屮口=600MPa，
<
THlim^550MPa
ohim=600MPa叭叽=550MPa
⑥计算应力循环系数
M=60口jLh=60*970*（2*8*300*4）=1.12*109，
N2=NJi=1.12*109/5=2.24*108
N^1.12*109
N2=2.24*108
⑦接触疲劳寿叩系数Khn:
由图10-19查KHN1=0.9，KHn2=0.95
Khn1=0.9
Khn2=0.95
⑧接触疲劳许用应力4h1：
取失效概率为1%安全系数S=1,
1=Khn1*口Hlim1=0.9*600MPa=540MPa,
1S
K*仃
[!
=_=0.9*550MPa=522.5MPa,
H戈s
h]+丘h1540+522.5
H]==MPa=531.25MPa
22
foJ=531.25MPs
2）计
算
、丿2*1.6*9.747*10J5+1,2.433*189.8f…
d1t工3|**mm—55.3
V1*1.6695I531.25丿
d1tA55.33mm
3mm
3）圆
周
速
度
Jid1tn1n*55,33*970
v—一m/s—2.78m/s
60*100060*1000
v=2.78m/s
4）齿宽b与模数
m^t
b=Qd1t=1*55.33mm=55.33mmd1tcosP55.33*cos14‘“
m^—一mm—2.237mm
Z124
h=2.25^^=2.25*2.237mm=5.03mm
b55.33一
==11
h5.03
b=55.33mmmnt=2.237mmb55.33…
--11h5.03
5）纵向重合度
乞P
邨=0.318feZi*tan0=O.318*1*24*tan14"
=1.903
邛=1.903
6）载
Ka=1,由v=2.78m/s，7级精度查图10-8得K^1
.1,
Ka=1
荷系
由表10-4，计
Kv=1.1
数K
Kh0=1.12+0.18（1+0.6电2卜札2+0.23*10"
b
K吓=1.42
223
=1.12+0.18（1+0.6*1卜1+0.23*10一*55.33=1.42，
KF0i.35，
由图10-13查得KFp=1.35，
Kh°
=K^=1.4
由表10-3查得K^=K^=1.4
二K=心仏心小吓=1*1.1*1.4*1.42=2.1868
K=2.1868
7）校:
。
一21868
d|=61.4mm
正分
①=%谜/心=55.33*〔§
mm=61.4mm
度圆
直径
8川
c^cosP61.4*cos14c
叫=2.48mm
算模
m———mrri—QAQmm
【Iln——Him—2.4OII1II1
乙24
数
mn
1）载
K=心仏心小叩=1*1.1*1.4*1.35=2.079
K=2.079
2）螺
邙=1.903,查图10-28得Y=0.88，
丫=0.88
旋角
影响
根
系数
弯
丫0J
3）当
Z乙242627
Z“=26.27
曲
里齿
ZV1_3口_3t_26・27
cosPcos14
Zv2=131.35
Z2120
-72v4C4C厂
乙
Zv2—3门—3r—131.35
疲
4）齿
由表10-5查得YFa1=2.592，YFa2=2.155
YA2.592
劳
形系
Y^a^2.155
强
YFa
由表10-5查得YSa1=1.596，YSa2=1.815
Xa1=1.596
5）应
Xa2=1.815
力校
设
正系
计
Ysa
6）弯曲疲劳强度极限
°
FE
由图10-20c查小齿轮<
7FE1=500MPa，
大齿轮fe2=380MPa
7fe1=500MPa
ctfe2=380MPa
7）弯曲疲劳寿命系数
Kfn
由图10-18查KFN1=0.85,
KfN2=0.90
KFN1=0.85
Kfn2=0.90
8）弯曲疲劳许用应力
屛］
取安全系数S=1.4，得
丘fJ=Kfn/ofe1=0.85*50°
MPa=303.57MPa1S1.4
rtKFN2*bFE20.90*380
F1=__=MPa=244.29MPa
S1.4
[町]=303.57MPa
[<
jF]2=244.29MPa
9）计算大小齿轮的
YFa*Y
丫昇论2.592*1.596c
-Fa1==0.01363
bF1303.57
YFa2*YSa22.155*1.815c
_Fa2Sa2==0.01601
屛2244.29
Sa
1
Y*Y
-Fa―=0.01601
LctfJ
，并加以比较
10）
计算
m打2KT丫pcos2B*YFaYSa
mTQzj蛰w
」2*2.079*9.747*104*0.88*cos2屛
-32*0.01601mm—1
V1*242*1.669
mn=1.78mm
.78mm
对比上述计算结果，由齿面接触疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算
的法面模数，取mn=2.0mm则可满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d“=61.4mm来计算应有的齿数；
乙_4曲—61.4cos14—29.79，取乙—30,则Z2—u乙—5*30-150。
mn2.0
几何尺寸计算
1）中心距a
（Zi+Z2）mn（30+150）*2将中
a==.—mm=185.5mm,将中
2cosP2cos1屮
心距圆整为186mm
a=186mm
旋角B
B=
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