【正文】 .............................................................................................參考文獻.....................................................................................................................................第一章 緒論 研究課題的背景隨著現(xiàn)代化生產(chǎn)的不斷發(fā)展，機械設計中標準件的數(shù)量日益增多，這主要是因為采用標準件給產(chǎn)品的設計、制造、裝配帶來了很大的方便。本文完成了減速器的機械設計后，利用Solidworks軟件的有關命令完成一個一級圓柱齒輪減速器的三維模型及齒輪、軸、箱體等各個零件的三維建模，通過各個零件之間的配合關系加以約束，將各個零件模型裝配起來，標準零件由Toolbox導入，裝配到減速器實體中去，完成裝配體，并利用該軟件生成二維工程圖，用干涉對零件各個部分進行檢查，通過修改配合約束或者尺寸大小，消除零件之間的干涉情況，通過Solidworks軟件插件Cosmosmotion的仿真運動功能，檢查、優(yōu)化設計方案，觀察齒輪的嚙合情況，并在最后輸出齒輪嚙合的動畫。實現(xiàn)了減速器的運動仿真，完成了減速器在計算機上的虛擬設計。設計人員如果能從 CAD 系統(tǒng)的標準件庫中獲得滿足設計要求的標準件，則可大大減少重復勞動，提高設計效率，從而縮短新產(chǎn)品的研制周期，所以，提供標準件庫或者提供開發(fā)標準件庫的工具是 CAD 系統(tǒng)的一個重要組成部分，也是評價 CAD 系統(tǒng)的一個重要指標。而標準件的頻繁調(diào)用，大大降低了裝配效率，造成了時間和精力上的浪費，這不能不說是它的一個缺憾之處。專門應用領域的用戶可用它擴充自己所需的標準件和通用件，既可減少開發(fā)費用，又可提高開發(fā)效率和質(zhì)量。它可以將物料在一定的輸送線上，從最初的供料點到最終的卸料點間形成一種物料的輸送流程。減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，減速器產(chǎn)品是在原動機和工作機之間用于降低速度，增大扭矩的傳動裝置。但是，就目前來講，我國企業(yè)很少具有真正意義上的減速機綜合性能物理仿真試驗環(huán)境。根據(jù)減變速機分會的統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，去年，全行業(yè)共生產(chǎn)減速機45萬臺，實現(xiàn)銷售收入20億元，出口約1億美元。據(jù)初步統(tǒng)計，減速機用量比較大的行業(yè)主要有：電力機械、冶金機械、環(huán)保機械、電子電器、筑路機械、化工機械、食品機械、輕工機械、礦山機械、輸送機械、建筑機械、建材機械、水泥機械、橡膠機械、水利機械、石油機械等，這些行業(yè)使用減速機產(chǎn)品的數(shù)量已占全國各行業(yè)使用減速機總數(shù)的60%～70%。 從行業(yè)內(nèi)企業(yè)發(fā)展情況來看，近年來，江蘇省、浙江省的民營企業(yè)發(fā)展速度很快，已經(jīng)成為行業(yè)中的一支生力軍。為了增強競爭力，他們加大購置檢測設備、實驗設備以及擴大廠房的資金投入，加工能力及技術水平提高很快，同時還重視人才的培養(yǎng)與引進，企業(yè)已開始向規(guī)范化、標準化方向發(fā)展。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。在設計技術方面，我國減速機的設計、生產(chǎn)早已指定標準、形成系列，但總體上與國際相比(主要是歐洲國家和日本)仍有較大差距。 課題的研究內(nèi)容及研究意義 論文的主要研究內(nèi)容（1）第一章:介紹減速器產(chǎn)品在國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀，分析實現(xiàn)產(chǎn)品創(chuàng)新設計的關鍵所在，介紹 solidworks 軟件的主要價值，以及選擇該課題的實際意義，提出對減速器參數(shù)化模型進行性能分析研究的背景、意義和研究的主要內(nèi)容。（3）設計工作結束后要生產(chǎn)出樣機，通過試驗來驗證設計方案的可行性，造成不必要的財力浪費，同時也延長了產(chǎn)品的開發(fā)周期，使得開發(fā)一種新產(chǎn)品的周期達到半年以上。每日兩班制工作，工作年限為10年。故只要對本傳動機構進行分析論證。兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動裝置簡圖 電動機的選擇設計內(nèi)容計算及說明結 果選擇電動機的類型根據(jù)用途選用選用Y系列三相異步電動機選擇電動機的功率輸送帶所需拉力為 工作機的有效功率為： 取V帶傳動效率，一對軸承效率，斜齒圓柱齒輪傳動效率聯(lián)軸器效率，則電機到工作機間的總效率為：所以電動機所需的工作功率為：根據(jù)表選取電動機的額定功率確定電動機的轉速 輸送帶帶輪的工作轉速為 由表知V帶傳動傳動比，兩級圓柱齒輪減速傳動比，則傳動比范圍為 電動機的轉速范圍為 由表可知，符合這一要求的電動機同步轉速1000r/min、1500 r/min和 3000 r/min，考慮3000r/min的電動機轉速太高，而1000r/min得電動機體積大且貴，故選用轉速1500 r/min的電動機進行試算，其滿載轉速為1440r/min，型號為Y132M4 傳動比的計算及分配設計內(nèi)容計算及說明結 果總傳動比 分配傳動比根據(jù)傳動比范圍，取帶傳動的傳動比減速器傳動比為 高速機傳動比為 、動力參數(shù)的計算設計內(nèi)容計算及說明結 果各軸的轉數(shù)各軸的輸出功率 各軸的輸出轉矩 傳動件的設計計算 帶傳動的設計設計內(nèi)容計算及說明結 果確定設計功率 由表選擇工作情況系數(shù) =，則 V帶型號，由圖，選擇A型V帶選擇A型V帶確定帶輪基準直徑根據(jù)表，可選小帶輪直徑為，則大帶輪直徑為根據(jù)表，取，其傳動比誤差故可用驗算帶的速度帶速符合要求確定V帶長度和中心距根據(jù)，初步確定中心距為為使結構緊湊，取偏低值，V帶計算基準長度為 由表88，選V帶基準長度，則實際中心距為計算小帶輪包角合格確定V帶根數(shù)V帶的根數(shù)可用以下式計算又表89查取單根V帶所能傳遞的功率，功率增量為由表810查得，由表811查得，則由表812查得，由表88查得，則帶的根數(shù)取計算初拉力由表813查得V帶質(zhì)量，得初拉力計算作用在軸上的壓力帶輪結構設計（1）小帶輪結構 采用實心式，由表814查得電動機周徑，由表815查得， 輪轂寬：其最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定 輪緣寬：（2）大帶輪結構 采用輪輻式結構，輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步進行 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算設計內(nèi)容計算及說明結 果選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表817得齒面硬度。其設計公式為1） 小齒輪傳遞轉矩為T1=109260N故大、小齒輪分別選用45鋼和40Cr，均調(diào)質(zhì)處理，由表817得齒面硬度， 。其設計公式為2） 小齒輪傳遞轉矩為T3=383070Nmm，轉速n1=576r/min，高速級齒輪的螺旋角β=176。該減速器發(fā)熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式。軸段②的軸徑d2=d1+2（~3）mm=~36mm，其最終由密封圈確定。該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)。齒輪左端面與箱體內(nèi)壁距離，以及齒輪右端面與右軸承左端面的距離均取為。則有 軸段③的長度為 （8）軸上力作用點間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離a3=，則由圖135a可得軸的支點及受力點間的距離為===d1=30mmL1=58mmd2=35mmd3=40mmd6=40mmL6=18mmL4=83mmd5=48mmc1=20mmc2=16mmL=50mmL2=鍵的鏈接 帶輪與軸段①間采用A型撲通平鍵連接，查表83l選其型號為鍵845GB/T 10961990，齒輪與軸段④間采用A型普通平鍵連接，查表831選其型號為鍵1280GB/T 1096—1990軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖135b所示(2)計算支承反力 在水平面上為=式中負號表示與圖中所畫的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承力為軸承2的總支承力為 （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖135c、d、e所示 在水平面上，aa剖面為bb剖面右側為bb剖面左側為在垂直平面上為MaV=0N由表910查得30208軸承內(nèi)部軸向力計算公式，則軸承2的內(nèi)部軸向力分別為 外部軸向力A=，各軸向力方向如圖136所示S2+A=+=S1則兩軸承的軸向力分別為Fa1= S2+A=Fa2= S2= (2)計算當量動載荷 因為Fa1/R1=e，軸承1的當量動載荷為因Fa2/R2=e，軸承2的當量動載荷為P2=R2= （3）校核軸承壽命 因P1P2，故只需校核軸承1，P=P1。然后，可按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計(2)聯(lián)軸器及軸段①的設計 軸段①上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇同步進行。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=（~）d1=（~）60mm=~6mm?，F(xiàn)暫取軸承為30215，由表99得軸承內(nèi)徑d=75rnm，外徑D=130mm，內(nèi)圈寬度B=25mm，總寬度T=，內(nèi)圈定位直徑da=85mm，外圈定位直徑Da=115mm，軸上定位端面圓角半徑最大為ra=，對軸的力作用點與外圈大端面的距離a3=，故d3=75mm。該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，滿足安放拆卸軸承工具的空間要求，則軸承座寬度等于兩軸承的總寬度與其端面間距的和，即(5)齒輪與軸段④的設計 該軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應略大于d3，可初定d4=76mm。為在不拆卸帶輪的條件下，可以裝拆軸承端蓋連接螺栓，取聯(lián)軸器轂端面距與軸承端蓋表面距離K=35mm，則有 軸段③的長度為 （8）軸上力作用點間距 軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離a3=，則由圖137可得軸的支點及受力點間的距離為===d1=60mmL1=105mmd2=70mmd3=75mmd6=75mmL6=25mmL4=88mmd5=87mmL2=60mm鍵的鏈接 聯(lián)軸器與軸段①間采用A型撲通平鍵連接，查表831選其型號為鍵18100GB/T 10961990，齒輪與軸段④間采用A型普通平鍵連接，查表831選其型號為鍵2080GB/T 1096—1990軸的受力分析（1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖138b所示(2)計算支承反力 在水平面上為式中負號表示與圖中所畫的方向相反在垂直平面上為軸承1的總支承力為軸承2的總支承力為 （3）畫彎矩圖 彎矩圖如圖138c、d、e所示 在水平面上，aa剖面左側為aa剖面右側為在垂直平面上，aa剖面為合成彎矩，aa剖面左側為aa剖面右側為（4）畫轉矩圖 轉矩圖如圖138f所示，T3=1342830NC以下工作，查表834得fT=1。軸段①和⑤上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列。故齒輪3設計成齒輪軸，d4=df3，L4=95mm，材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理d1=50mmd5=50mmd2=55mmd4=df3L4=95mm 齒輪2右端采用軸肩定位，左端采用套簡固定，齒輪2輪毅的寬度范圍為（~）d2=66~，取其輪轂寬度與齒輪寬度相