基于proe减速器垂直轴的参数化(编辑修改稿)

基于proe减速器垂直轴的参数化(编辑修改稿)内容摘要：

83。 52 输入基本参数和关系式 52 3 创建中间轴轮廓 53 中间轴参数化 54 9 输出轴的创建 54 输入基本参数和关系式 54 创建输出轴轮廓 55 输出轴参数化 56 10 减速器其他零件的创建 57 键的创建 57 轴套的创建 57 轴承端盖的创建 57 11 减速器的装配 58 小 结： 58 致 谢： 58 参考文献： 59 1 1 减速器（垂直轴）说明书 系统简图 ： 联轴器联轴器输送带减速器电动机滚筒 原始数据：运输带拉力 F=2100N，运输带速度  ，滚筒直径 D=400mm。 工作条件 ：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。 环境最高温度 350C；允许运输带速度误差为 177。 5%，小批量生产。 选择电动机和计算运动参数 电动机的选择 计算带式运输机所需的功率： Pw=1000FV = 1000  = 各机械传动效率的参数选择： 1 =（弹性联轴器）， 2 =（圆锥滚子轴承），3 =（圆锥齿轮传动）， 4 =（圆柱齿轮传动）， 5 =（卷筒） . 所以总传动效率：  = 21 42 3 4 5 = 42  = 计算电动机的输出功率： dP =wP = kw 确定电动机转速：查表 [2]选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 39。 i =8~25，工作机卷筒的转速： wn =  VV  =机转速范围为 m i n/ 9 1 0~~8nin wd ）（）（’  。 则电动机同步转速选择可选为 750r/min， 1000r/min， 1500r/min。 考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（   且 ），故首先选择750r/min，电动机选择如表所示： 2 表 11 计算传动比： 总传动比： wm  传动比的分配：   iii ，   =  3，成立  =4 计算各轴的转速： Ⅰ轴 r/m in720nn m  Ⅱ轴 r/ m 720inn   Ⅲ轴 r/ m i 4   计算各轴的 输入功率： Ⅰ轴 kw1 1  PP Ⅱ轴   PP Ⅲ轴 42 PP = = 卷筒轴   PP 卷 各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 720 46md6d  NPT 故Ⅰ轴  1 7 7 TT mm104  N Ⅱ轴 5432   NTT  Ⅲ轴 1 0 2 5542   NTT  卷筒轴 5512   NTT 卷。 齿轮传动的设计 高速轴齿轮传动的设计 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。 选择小齿轮齿数 1z 25，则： 12   ，取 59z2。 实际齿型号 额定功率 /kw 满载转速 r/min 轴径D/mm 伸出长E/mm 启动转矩 最大转矩 额定转矩 额定转矩 Y160M28 720 42 110 3 比 2559zzu 12 。 确定当量齿数：  o tu 21     0 3 6 21   ，  25c oszz 11v1  ， 59c oszz 22v2  。 按齿面接触疲劳强度设计：    3 2121 RRHE KTZ   确定公式内的数值，试选载荷系数 K ，教材表 10— 6[1]查得材料弹性系数 MPZ E  （大小齿轮均采用锻钢），小齿轮传递转矩 T mm104  N ，锥齿轮传动齿宽系数  RR Rb ，取。 教材 10— 21d[1]图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 a570lim 1 MPH  ； 10— 21c[1]图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 a390lim 2 MPH 。 按式 (10— 13) [1]计算应力循环次数：   9h11  LN ； 8912  NN 查教材 10— 19[1]图接触疲劳寿命系数 HNK ， HNK。 计算接触疲劳许用应力  H 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，则：  1H = 11 MPSK HHN    222 MPSK HHNH    H =     21 MPHH    2H ，   9 2 MPH  取。 计算小齿轮分度圆直径 1d （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：    32121t RRHE KTZ   =  3242   = mm 计算圆周速度： m / 00 060 nd v t1   计算齿宽 b 及模数 m ：  2 1udb 22t1 RR R 4 1t1nt mm 齿高 mm8 7 2 9 8 nt   计算载荷系数 K 由教材 10— 2[1]表查得：使用系数使用系数 AK =1；根据v=、 8 级精度，由 10— 8 图查得：动 载 系 数 VK =；由 10— 3[1]表查得：齿间载荷分配 系数 K = 1  FH KK ；取轴承系数 beHK =；齿向载荷分布系数：K = HK = HK = beHK  。 所以 2 1 7   HHVA KKKKK。 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： 33 tt11  KK 就算 模数： 11n mm 按齿根弯曲疲劳强度设计： m   3 aa2121 4 F SFRR YYKT  确定计算参数 计算载荷 2 1 7   FFVA KKKKK ，查取齿数系数及应了校正系数，由教材 10— 5[1]表得： FY ， SY ； FaY ， SaY。 教材 10— 20 图 c 按齿面硬度查得小齿轮的弯 曲疲劳极限 a4001 MPFE  ；教材 10— 20图 b[1]按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 a3202 MPFE 。 教材 10— 18 图 [1]查得弯曲疲劳寿命系数 21  FNFN KK ，。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=。   1 MPSK FEFNF     2 MPSK FNFNF   计算大小齿轮的  FSFYY aa 并加以比较， 5  1a1a1FSF YY =  ，   2a2a2 FSF YY  ，大齿轮的数值大。 计算（按大齿轮）    3 aa22121t 4m F SFRR YYKT  = 3 222 4 0 1 8 6   = 对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。 所以可取弯曲强度算得的模数 并就近圆整为标准值 3mn mm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社 锥齿轮模数（摘自GB/T12368— 1990）），而按接触强度算得分度圆直径 1d = 重新修正齿轮齿数， 11  nmd ,取整 33z1 ，则 112  ，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳， 12 zz与 一般应互为质数。 故取整 77z2。 则实际传动比 33771z2z1i ，与原传动比相差 %，且在 %5 误差范围内。 计算大小齿轮的基本几何尺寸 分度圆锥角： 小齿轮： zza rc c ot 121  大齿轮：  12   分度圆直径： 小齿轮： mm99333zmd 1n1  大齿轮： mm231773zmd 2n2  齿顶高： mm3mm31mhh naa   齿根高：     naf   齿顶圆直径： 小齿轮： mm5 1 0 49 1 9 o s。