NGW行星齿轮减速器建模与运动仿真

目录

行星齿轮减速器的PRO/E的建模与仿真 ......................................................... 1

摘要 .................................................................................................................................... 1 Abstract ............................................................................................................................... 2

第一章 绪论 ....................................................................................................... 2

1.1选题的依据、发展情况及其意义 .............................................................................. 2 1.2 PRO/E行星齿轮的选题分析及设计内容 .................................................................. 4 1.3 主要的工作内容 ....................................................................................................... 4

第二章 NGW型行星轮减速器方案确定 .......................................................... 5

1.1 混合轮系的确定 ......................................................................................................... 5 1.2周转轮系部分的选择 .................................................................................................. 5 1.3 NGW型行星轮减速器方案确定 ................................................................................ 5

第三章 NGW型行星减速器结构设计 .............................................................. 8

3.1基本参数要求与选择 .................................................................................................. 8 3.2方案设计 ...................................................................................................................... 8 3.3齿轮的计算与校核 ...................................................................................................... 9 表3-3 行星轮系的几何尺寸 ........................................................................................ 21 3.4 轴上部件的设计计算与校核 ................................................................................... 22

第四章 PRO/E的建模与运动仿真 .................................................................. 31

4.1 PRO/E简介 ............................................................................................................. 31 4.2行星轮减速器的PRO/E建模 ................................................................................... 33 4.3行星轮减速器的装配 ................................................................................................ 35 4.4. 减速器的传动运动仿真与分析 ............................................................................ 39

第五章 结论 ..................................................................................................... 47 参考文献 ............................................................................................................. 48

1

行星齿轮减速器的PRO/E的建模与仿真

摘要

行星齿轮减速器作为重要的传动装置，在机械、建筑领域应用非常广泛。它具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高、运动平稳等特点。本设计基于这些特点对行星齿轮进行结构设计，并对其进行PRO/E三维建模与运动仿真。首先通过比较各种类型的行星齿轮的特点，确定其方案；其次根据相应的输入功率、输出速度、传动比进行传动设计与整体的结构设计；最后完成其PRO/E的三维建模，并对模型进行整体装配，并完成传动部分的运动仿真，并对其运动进行分析。 关键词： 行星齿轮减速器、运动仿真、装配、三维建模

- - 1

2

The Dynamic Simulation of Planetary Gear Reducer

Based on Pro/E

Abstract

Planetary gear reducer as an important transmission device is used extensively in machinery, construction area，which has the characteristics of small volume, light weight, compact structure, high efficiency, high speed ratio and smooth movement. The design is based on these features of planetary gear for structure design, and carries on the PRO/E 3d modeling and Dynamic Simulation. First, adopt the scheme through comparing various types of planetary gears’ characteristics, Secondly, according to the corresponding input power、output speed and speed give the design of transmission and whole structure. Finally complete its the 3d modeling based on PRO/E, the whole assembly model and transmission part of Dynamic Simulation, and analyze its movement.

Keywords: Planetary Gear Reducer、Dynamic Simulation、3D-modeling 、Assemble

绪论

1.1选题的依据、发展情况及其意义

在机械制造业，现在有很多企业把产品的设计、分析、制造、产品的数据管理和信息技术集于一体.这种先进的管理方式属于企业信息化的范畴。并且这种先进的管理方式也引发了设计领域的巨大的变化。第一次大的变化是八十年代CAD软件的推广，国内普遍使用的是AutoCAD软件。利用AutoCAD软件使许多机械工程师逐渐地甩掉了图板。第二次大的变化是大量三维CAD软件的出现，如Pro/Engineer、Solidworks、UG等。三维CAD软件不仅仅可以实体造型，还可以利用设计出的三维实体模型进行模拟装配和静态干涉检验、机构分析和动态干涉检验、动力学分析、强度分析等。因此运用三维设计软件的真正意义不仅仅在于设计模型本身，而是设计出模型后的处理工作。AutoCAD软件虽然可以进行简单的三维实体模型设计，但设计出模型后的处理工作是无法实现的。

- - 2

3

在Pro／E环境下，对圆柱直齿轮建立了精确的参数化模型。通过定义各种约束，在装配模块中确定了齿轮副的相对位置与啮合关系。并使用机构运动分析模块，通过定义机构的连接与伺服电机，实现了齿轮副的运动过程仿真。参数化设计的本质是在可变参数的作用下，系统能够自动维护所有的不变参数．参数化设计可以大大提高模型的生成和修改的速度，在产品的系列设计、相似设计及专用CAD系统开发方面都具有较大的应用价值。虚拟装配是在虚拟环境中，利用虚拟现实技术将设计的产品三维模型进行预装配虚拟装配可帮助产品摆脱对于试制物理样机并装配物理样机的依赖，可以有效地提高产品装配建模的质量与速度。通过在计算机软件平台下对整套装置的设计仿真分析，能够及时地发现设计中的缺陷，并根据分析结果进行实时改进。参数化建模、虚拟装配，运动仿真贯穿于整个计算机辅助设计全过程，可显著地缩短研发周期，降低设计成本，提高工作效率。本次建模与运动仿真分析实现了圆柱直齿轮副的电子样机设计，对现实齿轮制造过程有一定的指导意义。

- - 3

4

1.2 PRO/E行星齿轮的选题分析及设计内容

本设计以本设计基于Pro/E便于交互及强大的二维、三维绘图功能。先确定总体思路、设计总体布局，然后设置零部件，最后完成一个完整的设计。利用PRO/E模块实现装配中零部件的装配、运动学仿真等功能。

行星齿轮减速器的体积、重量及其承载能力主要取决于传动参数的选择，设计问题一般是在给定传动比和输入转矩的情况下，确定各轮的齿数，模数和齿宽等参数。其中优化设计采用Pro/E自带的模块，，模拟真实环境中的工作状况进行运动仿真，对元件进行运动分析。

减速器作为独立的驱动元部件，由于应用范围极广，其产品必须按系列化进行设计，以便于制造和满足不同行业的选用要求。针对其输人功率和传动比的不同组合，可获得相应的减速器系列。在以往的人工设计过程中，在图纸上尽管能实现同一机座不同规格的部分系列表示，但其图形受到极大限制。采用Pro/e工具来实现这一过程，不仅能完善上述工作，，方便设计操作，而且使系列产品的技术数据库，图形库的建立、查询成为可能，使设计速度加快。在设计过程中，我利用互联网对本课题的各设计步骤与任务进行了详细了解。采用计算机辅助设计的技术，利用Pro/E参数化建模，Pro/MECHANICA动态仿真。

1.3 主要的工作内容

1. 设计计算部分：分析行星齿轮机构传动方案；并通过计算分析，确定行星轮系齿轮的齿数、模数和轴、行星架的各项参数，校核齿轮的接触和弯曲强度；完成内外啮合齿轮、轴、行星架的设计计算；在整机设计开发背景下，结合运动参数完成建模。 2. 工程仿真分析部分：本论文利用三维软件Pro/E对行星轮减速器进行三维建模，并完成与整机的装配；利用Pro/MECHANICA减速器机构模型进行全局运动仿真，对内外啮合齿轮传动进行运动学分析。

- - 4

10

Y=iaXZa=5?19=95,为满足安装条件

bZa?ZbY==C （3-1） 3npY=96, 按书【5】式4-13（b）

Y96M===32 （3-2）

3np计算内齿轮和行星轮齿数

Zb=Y-Za=96-19=77b= Zc=

Zb?Za=77-19=29 npb实际传动比： i?=1+ iaX=1+

Zb=5.05 （3-4） Za配齿结果： Za=19， Zb=77，ZC=29, i?=5.05 2．初步计算齿轮主要参数

（1）用【5】式（6-6）进行计算式中系数，KA 、?d、KH

、KHP如表3-2

?

u=29/19, 电动机效率?0?0.83，电机与输入轴间弹性柱销联轴器之间的效率为

?1?0.99。

则输入功率：?a?p??0??1=33?0.83?0.99?2.456kw 则太阳轮的传递扭矩为

T=

9549p1960?2.456?8..143N.m (3-5) =

3?960np.na直齿轮算式系数Kd?7.68，则太阳轮分度圆直径

d1?kd3?768?3T1KAKHEHHP?d?Hlim2?u?1u8.143?1.25?1.80?1.2029?19??24.816 （3-6）

190.7?14002- - 10

11

表3-2接触强P度有关系数

代号 KA 使用系数 行星轮间载荷分配 不均系数 综合系数 齿宽系数 名称 说明 取值 查书【5】表6-5，轻微冲击 查书【5】表7-2行星架浮动， 6级精度 np=3,高精度，硬齿面 查书【5】表6-6 1.25 KHP KHE 1.20 1.80 0.7 ?d

3. 按弯强度曲初算模数m 因为?Flim取?Flim1和?Flim2YFa1中的较小值 YFa2?Flim2525?2.84YFa1?293.5?375 （3-7）=

2.54YFa2则?Flim=293.25N/mm2 则齿数模数的出算公式为：

m?km（3-5）

T1KFEKFPYFa18.143?1.25?1.6?1.3?2.84 ?12.1?1.1276 （3-8）22?dz1?Flim0.7?19?263.5查书【2】10-1取模数m=1.25mm.

则取m=1.25, da?zam?23.75与初算结果d1?24.816接近，故取da?23.75,m?1.25 进行接触和弯曲疲劳强度校核计算

1. 几何尺寸计算： 将分度圆、齿顶圆、齿根圆、齿宽列于表3-3

- - 11

12

表3-3 高速级齿轮基本几何尺寸 单位：mm 齿轮 太阳轮 行星轮 内齿轮 分度圆直径 23.75 36.25 96.25 齿顶圆直径 25 37.5 97.5 齿根圆直径 22.1875 34.6875 94.6875 齿宽 20 20 20

表3-4 接触强度有关系数 代号 名称 算式系数 行星轮间载荷 分配系数 综合系数 说明 直齿轮 取值 12.1 Km KFp KFE KFP?1?1.5(KHP-1)?1.3 1.3 查【5】表6-4高精度 1.6 2.84 YFa1 齿形系数 查书【5】6-25 YFa1 4．啮合效率计算

2.54 xx 由【5】表3-5中公式（1）知： n??nacncb?0.988?0.966?0.984

x转化为机构传动比：iab??zb ??4.053 （3-9）

zab?则n??nax1?4.053?0.984?0.987

1?4.053

5 齿轮疲劳强度校核 （1）外啮合

查书【5】式6-19、6-20, 计算接触应力?H,用式6-21计算其需用应力?HP,式中的参

- - 12

13

数和数值如表3-4

表3-4外啮合接触强度有关参数和系数 代号 名称 使用系数 说明 按中等冲击查【5】表6-5 取值 1.25 KA (v?动载系数 xx?(d)'ana60?100?0.957m/s, 6级精度，1.01 KV vxza/100?0.18查【5】图6-5b 齿向载荷 分布系数 查书【4】图6-7（a）（b）（c）得uH=0.31 KH? uF?0.48,?b?1.21,KH??1?(?b?1)uH?1.065 1.065 齿间载荷 分布系数 行星轮间载 荷分布系数 节点 区域系数 弹性系数 重合度系数 KH? 查【4】表6-9，六级精度 1 行星架浮动，查【5】表7-2 KHP ZH ZE Z? Z? 1.20 （xa?xc）/(za?zc)?0,??0,查【5】6?9 查【5】表6-17 2.5 189.8 0.90 ?a?1.595,???0,查【4】6-10得， 直齿，?=0 螺旋角系数 分度圆上 切向力 1 685.7N 17 1.526 1 Ft b Ft?2000T1?685.7 (d)a工作齿宽 b??d(d)a?0.7?23.75?16.625 u 齿数比 zc/za?29/19?1.526 按工作15年，每年工作300天，每天12小时计算 ZN - - 13

寿命系数 14

NL?60nt?60(na?nx)npt?7.48?109?109，按 【5】图6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-10 ZL 润滑油系数 速度系数 粗超度最小 安全系数 工作硬化系数 尺寸系数 v50?150?10?6m2/s2,`查【4】图6-17 查【5】图6-20， 查【5】图6-21 内齿轮均为硬齿面，查【5】图6-22 查【4】表6-15 1.03 0.95 1.01 1 1 ZV ZR ZW ZX SHlim 最小安全系数 按高可靠度，查【5】表6-22 1.25

接触应力基本值

?H0?ZHZEZ?Z?Ft(u?1)685.7?(1.526?1)?2.5?189.8?0.9?1??724.6N/mm2 d1bu23.75?17?1.526（3-10）

接触应力

?H??H0KAKVKH?KH?KHP?724.061.25?1.01?1.065?1?1.2?919.64N/mm2

（3-11）

许用接触应力:

QHP??HlimZNZLZVZRZWZX/SHlim

=

1400?1?1.03?0.95?1.01?1?1?1106.88N/mm2

1.25 （3-12）

故?H??HP,接触强度通过 （2） 齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳应力?F及许用应力 用书【5】6-34,、6-35、6-35、6-36计算并分别对太阳轮和行星轮进行校核。各项参数如表3-5

- - 14

15

表3-5 外啮合齿根弯曲强度有关参数和系数 代号 名称 说明 取值 b/h?6.8KF? 齿向载荷分布系数 (b/h)2N??0.83421?(b/h)?(b/h)KF??(KH?)?1.054 N1.054 KF? KFP 齿间载荷分布系数 行星轮载荷分布系数 太阳轮齿形分配叙述 KF??KH? 按【5】式7-43 1 KFP?1.5(KHP?1)?1.3 x=0,za`=19,查【5】6-25 【5】图6-25 zc?29,查1.3 YFa.a YFa.c Ysa.a 2.84 行星轮齿形分布系数 太阳轮应力修正系数 x=0,2.54 查【5】图6-27 1.57 Ysa.c 太阳轮应力修正系数 查【5】图6-27 查【5】式6-40，1.72 Y? 重合度系数 弯曲寿命能够系数 Y??0.25/???0.72 NL>3?10 按所给?Flim区域图取?Flim 60.72 YNT YST Y?relT.a Y?relT.c YrelT 1 试验齿轮应力修正系数 太阳轮齿根圆角敏感系数 行星齿轮齿根圆角敏感系数 齿根表面形状系数 2 查【5】图6-35 0.96 查【5】图6-35 0.97 RZ?2.4，查【5】图6-35 1.045 - - 15

16

SFlim ①太阳

最小安全系数 按高可靠度，查【5】表6-8 1.6 弯曲应力基本值：?F0。a

?F0。a=FtYFa.aYSa.aY?Y?/bm?685.7?2.84?1.57?0.72?1/(17?1.25)?105.9N/mm2

（3-13）

弯曲应力：

2 ?Fp。a=?Flim.a.YST.YNT.YrelF.a.YrelT.a.YX=37.5?2?1?0.96?1.045?1/1.6?470.25N/mm（3-14）

故?Fa

② 行星轮

?F0。c=Ft.YFa.c.Ysa.cY?Y?/bm=685.7?2.54?1.72?0.72?1/(17?1.25)?103.79N/mm2 ?Fp。c=?Flim.c.YSTYSTYNTY?relT.aYrelT/SFlim

2=262.5?2?1?0.97?1.045?1/1.6?332.60N/mm

?F。c=?F0。c.KA.KV.KF?.KF?.KFP

=103.79?1.25?1.01?1.054?1?1.3?179.54N/mm2 故?F。c

① 齿轮接触疲劳强度

?H、?HP仍用【5】式（6-19）、（6-20）、（6-21）计算，其中与外啮合取值，不同的

参数为u=77/29=2.655 , Z?=0.87, ZN=1.03,ZR=0.97, ZW=1.11

?H0=ZH.ZE.Z?.Z?.Z?Ftu?1685.71.947?1.?2.5?189.8?0.87?1d1bu36.25?171.947?305.879N/mm2 （3-15）

- - 16

17

?H??H0KA.KV.KH?.KH?.KHP?305.8791.25?1.01?1.065?1?1.20?388.536N/mm2

（3-16）

?HP=

?HlimZNZLZVZRZWZXSHlim?656?1.03?1.05?0.93?0.97?1.11?1?563.1N/mm2

1.25（3-17）

故 ?H

只需计算内齿轮，计算公式仍为书【5】（6-34）、（6-35）和式6-36，其中取值与外啮合不同的系数：YFa?2.23，Ysa?1.83，Y?=0.683 Y?relT= 1.02 YrelT=1.045

?F=FtYFa.aYSa.aY?Y?/bm?685.7?2.23?1.83?0.683?1/(17?1.25)?89.94N/mm2

（3-18）

?F。c=?F0.KA.KV.KF?.KF?.KFP

2=89.94?1.25?1.01?1.054?1?1.3?155.59N/mm (3-19)

?Fp=?Flim.c.YSTYSTYNTY?relT.aYrelT/SFlim

m2 (3-20) =275?2?1?1.02?1.045?1/1.25?468.996N/m故?F

1选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及设计准则 1） 齿轮类型：选用直齿圆柱齿轮传动。

2） 精度等级：齿轮选用7级精度；压力角α= 20°。

3） 材料选择：选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280 HBS；大齿轮材料为45，调质处理，硬度为240 HBS。

4） 选取齿数：选小齿轮齿数zd= 20，则大齿轮齿数ze为：

Ze=u?zd= 3.2×20= 64 (3-21)

5） 设计准则：按齿面接触强度设计。

dⅡ-Ⅲ dⅢ-Ⅳ dⅣ-Ⅴ dⅤ-Ⅵ dⅥ-Ⅶ dⅦ-Ⅷ

- - 17

18

由齿面接触强度设计计算公式[1]进行试算，即：

ZHZE d1t?32KtT1u?1???du????H?????2 （3-22）

确定公式内的各计算数值[1]

⑴ 试选Kt=1.3。

⑵ 计算小齿轮传递的转矩

Td= 95.5×105Pd／n1 = 95.5×105×2.432／190.9 = 122176 N?mm

⑶ 选取齿宽系数Φd= 1。 ⑷ 查得区域系数ZH= 2.49457。

⑸ 查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPa1/2。

⑹ 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1= 650 MPa； 小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2= 585 Mpa。 ⑺ 计算应力循环次数：

N1=60 n1j Lh =60×190.9×1×(15×300 ×2×12) = 6.16×108 Ne= Nd／u

= 6.16×108／3.2= 1.925×108

⑻ 根据Nd、Nd，选取接触疲劳寿命系数KHNd= 1.03；KHNe= 1.11。 ⑼ 选取失效概率为0.01；接触强度安全系数SH= 1.03。 ⑽ 计算接触疲劳许用应力：

[σH]d= KHNdσHlimd／SH =1.03×650／1.03 =669.5

[σH]e= KHNe .σHlime／SH =1.11×580／1.03 = 643.8

[σH] = Min([σH]1，[σH]2) = 643.8

1） 设计计算

- 18 -

(3-33) (3-34) (3-35) (3-36)

19

⑴ 试算小齿轮分度圆直径ddt：

d1t?1.323(Z??H?E)2KtTd?du?1189.821.3?1.2218?105?4.2??2.32()?50.935mm u643.83.2⑵ 计算圆周速度v

v = πddt nd／(60×1000) （3-37） = π×50.935×190.1／(60×1000) = 0.507 m/s

⑶ 计算齿宽b

b = Φdddt （3-38） = 1×50.935 = 50.935 mm

⑷ 计算模数mt

mt = ddt／zd （3-39） = 50.935／20 =2.547 mm

⑸ 计算载荷系数K

根据v =0.507m/s，7级精度，由【1】图10-8查得动载荷系数Kv = 1.02； 查得使用系数KA = 1.25； 查得齿间载荷分配系数KHα = 1

由7级精度、小齿轮相对支承对称布置，查得齿向载荷分布系数KHβ = 1.419； 故载荷系数K为

K=KAKvKHαKHβ ( 3-40) = 1.25×1.02×1×1.419 = 1.42376

⑹ 按实际的载荷系数校正所算的小齿轮分度圆直径d1：

Dd=ddt(K/Kt)1/3 (3-41) =56.865mm

⑺ 计算模数m

m=dd/zd (3-42) = 56.865／20= 2.84 mm

- - 19

20

2. 按齿根弯曲强度设计：

由【1】式（10-5）得弯曲强度设计公式为

m?32KtT1?YFaYSa?2??dZd???F?? (3-43) ???（1）确定公式内的各计算数值由，

1）弯曲强度，?FE1?550MPa。大齿轮 弯曲强度极限?FE2?400MPa 2）由【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KF1?0.92,KF2?0.95` 3) 计算弯曲疲劳许应 取弯曲疲劳安全系数

[?F]2?KFN2?FE20.95?400??271.43MPa 21.44)计算载荷系数

K = KAKvKFαKFβ (3-44) = 1.25×1.02×1×1.34 = 1.709

5） 查齿形系数

由【1】表10-5查得：YFa1= 2.80、YFa2= 2.264 6） 查取应力校正系数

由【1】表10-5查得: YSa1= 1.55、YSa2= 1.738 7) 计算大、小齿轮的YFa YSa／[σF]，并加以比较：

y1 = YFa1 YSa1／[σF]1 (3-45) = 2.8×1.55／361.43 = 0.01201

y2 = YFa2 YSa2／[σF]2 = 2.264×1.738／271.43 = 0.02149 y = 0.01405

1?YFaYSa（2）设计计算：m?32KtT??dZd2????F??=2.475 ???（3-46）

对比结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于

- - 20

21

齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿数直径有关，可取由弯曲强度所得的模数2.47就近圆整为标准值m=2.5, 按接触强度算得的分度圆直径dd?56.865mm 算出小齿轮齿数

Zd?dd/m?56.865/2.5?22.7,取m?23 大齿轮的齿数：Ze?3.2?23?73.6,取Ze?74 3．几何尺寸计算 1) 中心距a

a = (zd＋ze) m／２ = (23＋74)×2.5／2 = 121.25 mm

2) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1、d2

dd = zd m = 23×2.5 =57.5 mm de = ze m = 74×2.5=185 mm

3) 计算齿轮宽度b

b = Φddd = 1×57.5= 57.55 mm

圆整后取b2 = 60mm，b1 = 60 mm

表3-3 行星轮系的几何尺寸

名称 太阳轮 行星轮 内齿轮 小齿轮 大齿轮 齿数 19 29 77 23 74 模数 1.25 1.25 1.25 2.5 2.5 分度圆直径 23.75 36.25 96.25 57.5 185 齿顶圆直径 26.25 38.75 98.75 62.5 190 齿根圆直径 33.125 33.125 93.125 51.25 178.75 齿宽 20 20 20 65 60

- - 21

22

3.4 轴上部件的设计计算与校核

3.41 轴的计算 输出轴

1.输出轴上的功率Pe,转速ne,和转矩Te

pe?pd.??2.432?0.98?2.383KW(?为齿轮啮合效率)

Te?9550pe9550?2.383??383125N.mm ne59.42..求齿轮上的力

Ft?2Te2?383125??4213N de181.875tan?n?1533N,Fa?Fttan??0 cos?Fr?Ft2.初步确定轴的最小直径

先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理 根据表【1】式（15-3），取A0?100,于是得dmin?A0Pe?100?3ne2.383?34.2mm 59.4轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径dⅠ-Ⅱ,为了所选轴直径孔径相适，故需同时选取联轴器型号，联轴器查 【1】表14-1，取KA?1.3，则

Tca?KA.Te?1.3?383125?498062.5N.mm （3-47） 按计算转矩Tca小于联轴器公转转矩条件，查【6】表11-17，ZL3弹性柱销齿式联轴器

dⅠ=38，半联轴器长度L=82,半联轴器与轴配合得毂孔长度L1=60。

3.轴的结构设计

- - 22

23

图3-2 输出轴的简图

(1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求Ⅰ-Ⅱ轴端有段需制造出轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段，dⅡ-Ⅲ=46mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径

D=50。半联轴器与轴配合得毂

孔长度L1?60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应该L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=58mm。

2）初选滚动轴承。应为轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承6010，其尺寸d-D-T=50mm-80mm-16mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=50mm,而LⅦ-Ⅷ=16mm.

端右滚动轴承采用轴肩进行的轴向定位。有手册上查的6010轴间高度，h=3,因此选取

dⅥ-Ⅶ=56。

2） 取安装齿轮出的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=54,齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm ,为了使套筒断面可靠的紧压齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取LⅣ-Ⅴ=56mm ,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,则轴环处的直径

dⅤ-Ⅵ=64mm 。轴环宽度取10mm。

3） 轴承端盖的总宽度为21mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定),取LⅢ-Ⅳ=30.5。

4） 取齿轮距箱体的内壁之间的距离a=10.5,. (2)轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器的周向定位均采用平减连接。由书【1】表6-1查的平键截面

b?h?16?10mm,键槽用槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好

- - 23

24

的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7；同时半联轴器的连接，选用平键为n6H710mm?8mm?50mm，半联轴器的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合

k6来保证的，此处的直径尺寸公差为m6。 4.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承的支点位置为滚动轴承的中点位置。，因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为L1+L2=72.5+127.5=200mm。令水平面为 H面，垂直面为

V面。

图3-3 轴的载荷分析图

3Ft?4164.08N,Fr?1515.77N,Te?383125N.mm

FNH1?FNH2?Ft ,FV1?FV2?Ft （3-47）

- - 24

25

（3-48） FNH1?.(L1?L2)?FtL2?0,

代入数值可得：FNH1?1509.479N 则截面C处的MH?FNH1.L1?1924.59N.mm

Me?Fr.de?140209N.mm 2FNV1(L1?L2)-ME-FrL2?0,代入数值可得，

FNV1?Me?FrL2?1250.5N （3-49）

L1?L2MV1?FNV1.L1?159440N.mm

MV2?M1?Me?159440?140209?19231N.mm

22?MV总弯矩： M1?MH（3-50） 1?249923N.mm 22?MV M2?MH（3-51） 2?193417N.mm

5.按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据书【1】式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取??0.6，轴的计算应力 ?ca?2M12?(?Te)249923?(0.6?383125)2 (3-52) ??27.16MPa3W0.1?50前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，[??1]?70MPa，故 ?ca<[??1]?70MPa 输入轴（齿轮轴）

1．输入轴上的功率Pa、转速na、和转矩Ta

Pa=2.465kw，na=960r/min，Ta=8.413N.m

2．求作用在齿轮上的力

- - 25

26

Ft?2T1/da?685.7N Fr?Fttan?n?249.6N

3. 初步确定轴的最小直径

先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理 根据表【1】式（15-3），取A0?100,于是得

dmin?A04．轴的结构设计

Pa?100?3na2.456?13.7mm (3-53) 960按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-4所示

图3-3 齿轮轴的简图 选滚动轴承型号为 ：6005 d?D?T?25?47?12(单位为mm) 联轴器处键槽： d?D?T?6?6?32

dab?18，lab?40 dbc?22,lbc?32 dcd?25,lcd?12 dde?30,lde?6

def?18,lef?16 lfg?20 dgh?24,lgh?24 中间轴

1．输入轴上的功率Pa、转速na、和转矩Ta

Pd?2.432kw，nd=190.1r/min，Td=122.176N.mm

2．求作用在齿轮上的力

Ft?2Td/dd?4249.6N

- - 26

27

Fr?Fttan?n?1546.7N

3. 初步确定轴的最小直径

先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理 根据表【1】式（15-3），取A0?100,于是得

dmin?A04．轴的结构设计

Pd?100?3nd2.432?23.4mm 190.1按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-5所示

图3-5 中间轴的简图

选滚动轴承型号为 ：6005 d?D?T?25?47?12(单位为mm)

dab?26，lab?20 dbc?61,lbc?30 dcd?25,lcd?36 行星轴

1．输入轴上的功率Pc、转速nc、和转矩Tc

2r/min Pc?1/3P1?啮?0.789kwkw，nc?na.za/zc?6292. 初步确定轴的最小直径

先按书【1】式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理 根据表【1】式（15-3），取A0?100,于是得 dmin?A0Pc?100?3nc0.789 ?10.2mm （3-54）

629- - 27

28

4．轴的结构设计

按照输入轴的设计方法各段轴的大小、长度如图3-6所示

图3-6 行星轴的简图

选滚动轴承型号为 ：61901 d?D?T?12?24?6(单位为mm)

dab?12，lab?6 dbc?16,lbc?3 dcd?52,lcd?12 滚动轴承的寿命校核 1．求轴向力与径向力的比值 根据【1】表13-5 Fa/Fr?0

P?fp(XFr?YFa) （3-55） 按【1】表13-6，fp?1.0?1.2,取fp?1.2 按式13-5，X=1,Y=0

则：P?fp(XFr?YFa) （3-56）

= 1.2?1515.77=1818.924N

3． 验算6010的寿命，根据【1】式（13-5），

106?c??? Lh?， （深沟球轴承??3） （3-57） ?60n?p???10613200??() 60?50.941818.924?1.25?105>15?300?12?5.4?104,满足寿命要求。

- - 28

29

3.42行星架设计

因为单臂式行星架结构简单，可容纳较多的行星轮，所以选择单臂式行星架。轴与

H7孔之见采用过盈配合（），用温差装配，配合长度为1.5d-2.5d范围内取，取配合长

u7度为20mm。取左端与齿轮轴配合长度为20mm,孔与轴之间采用间隙配合。基本几何参数如图3-7所示

图3-7 行星架设计简图

3.43减速器箱体设计 减速器箱体结构尺寸如下所示

表3-4 减速器基本结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 底座凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 符号 尺寸关系 ?8 ?8 数值 8 8 12 12 20 16 4 ? ?1 b1 b 1.5?1 1,5? 2.5? 0.036a+12 a?250,n?4 b2 df n - - 29

30

轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 定位销直径 d1 d2 0.75df 12 8 8 6 （0.5?0.6）df (0.4-0.5)df d3 d （0.7?0.8）d2 df、d1、d2至外箱壁距离 df、d2至凸缘边缘距离外箱壁至轴承端面距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径

c11 c12 c13 24 20 16 c21 c22 l1 22` 37 7 120 14 c1+c2+（5-10） m1 m D2 m1?0.85?1 m?0.85? 7 87 D2=D+(5-5.5)d3 - - 30

31

第四章 PRO/E的建模与运动仿真

4.1 PRO/E简介

Pro/Engineer 是美国PTC公司的产品，于1988年问世。10多年来，经历20余次的改版，已成为全世界及中国地区最普及的3D CAD/CAM系统的标准软件，广泛应用于电子、机械、模具、工业设计、汽车、航天、家电、玩具等行业。 Pro/E是全方位的3D产品开发软件包，和相关软件Pro/DESINGER（造型设计）、Pro/MECHANICA（功能仿真），集合了零件设计、产品装配、模具开发、加工制造、钣金件设计、铸造件设计、工业设计、逆向工程、自动测量、机构分析、有限元分析、产品数据库管理等功能，从而使用户缩短了产品开发的时间并简化了开发的流程；国际上有27000多企业采用了PRO/ENGINEER软件系统，作为企业的标准软件进行产品设计。下面就Pro/ENGINEER的特点进行简单的介绍。

（1）主要特性全相关性：Pro/ENGINEER的所有模块都是全相关的。这就意味着在产品开发过程中某一处进行的修改，能够扩展到整个设计中，同时自动更新所有的工程文档，包括装配体、设计图纸，以及制造数据。全相关性鼓励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失，并使并行工程成为可能，所以能够使开发后期的一些功能提前发挥其作用。基于特征的参数化造型：Pro/ENGINEER使用用户熟悉的特征作为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些普通的机械对象，并且可以按预先设置很容易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。装配、加工、制造以及其它学科都使用这些领域独特的特征。通过给这些特征设置参数（不但包括几何尺寸，还包括非几何属性），然后修改参数很容易的进行多次设计叠代，实现产品开发。

（2）数据管理：加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产品。为了实现这种效率，必须允许多个学科的工程师同时对同一产品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工程中同时进行的各项工作，由于使用了Pro/ENGINEER独特的全相关性功能，因而使之成为可能。

（3）装配管理：Pro/ENGINEER的基本结构能够使您利用一些直观的命令，例如“啮合”、“插入”、“对齐”等很容易的把零件装配起来，同时保持设计意图。高级的功能支持大型复杂装配体的构造和管理，这些装配体中零件的数量不受限制。

（4）易于使用：菜单以直观的方式联级出现，提供了逻辑选项和预先选取的最普通选项，同时还提供了简短的菜单描述和完整的在线帮助，这种形式使得容易学习和使

- - 31

32

用。

Pro／E包含了许多的功能模块，本设计中主要用到以下三个模块： （1）Pro／Engineer

Pro/Engineer是该系统的基本部分，其中功能包括参数化功能定义、实体零件及组装造型，三维上色实体或线框造型棚完整工程图产生及不同视图（三维造型还可移动，放大或缩小和旋转）。Pro/Engineer是一个功能定义系统，即造型是通过各种不同的设计专用功能来实现，其中包括：筋（Ribs）、槽（Slots）、倒角（Chamfers）和抽空（Shells）等，采用这种手段来建立形体，对于工程师来说是更自然，更直观，无需采用复杂的几何设计方式。这系统的参数比功能是采用符号式的赋予形体尺寸，不像其他系统是直接指定一些固定数值于形体，这样工程师可任意建立形体上的尺寸和功能之间的关系，任何一个参数改变，其也相关的特征也会自动修正。这种功能使得修改更为方便和可令设计优化更趋完美。造型不单可以在屏幕上显示，还可传送到绘图机上或一些支持Postscript格式的彩色打印机。Pro/ Engineer还可输出三维和二维图形给予其他应用软件，诸如有限元分析及后置处理等，这都是通过标准数据交换格式来实现，用户更可配上Pro/Engineer软件的其它模块或自行利用 C语言编程，以增强软件的功能。它在单用户环境下(没有任何附加模块)具有大部分的设计能力，组装能力(人工)和工程制图能力(不包括ANSI，ISO， DIN或 JIS标准)，并且支持符合工业标准的绘图仪(HP，HPGL)和黑白及彩色打印机的二维和三维图形输出。Pro/Engineer功能如下：

①特征驱动（例如：凸台、槽、倒角、腔、壳等）；

②参数化（参数=尺寸、图样中的特征、载荷、边界条件等）；

③通过零件的特征值之间，载荷/边界条件与特征参数之间（如表面积等）的关系来进行设计。

④支持大型、复杂组合件的设计(规则排列的系列组件，交替排列，Pro／PROGRAM的各种能用零件设计的程序化方法等)。

⑤贯穿所有应用的完全相关性(任何一个地方的变动都将引起与之有关的每个地方变动)。其它辅助模块将进一步提高扩展 Pro／ENGINEER的基本功能。

（2）Pro／ASSEMBLY

Pro/ASSEMBLY是一个参数化组装管理系统，能提供用户自定义手段去生成一组组装系列及可自动地更换零件。Pro/ASSEMBLY是 Pro/ADSSEMBLY的一个扩展选项模块，只能在 Pro/Engineer环境下运行，它具有如下功能：

1． 在组合件内自动零件替换(交替式)； 2． 规则排列的组合(支持组合件子集)；

3． 组装模式下的零件生成(考虑组件内已存在的零件来产生一个新的零件)； 4． Pro/ASSEMBLY里有一个 Pro/Program模块，它提供一个开发工具。使用户能

- - 32

33

自行编写参数化零件及组装的自动化程序，这种程序可使不是技术性用户也可产生自定义设计，只需要输入一些简单的参数即可；

5． 组件特征(绘零件与，广组件组成的组件附加特征值．如：给两中零件之间加一个焊接特征等）。

（3）Pro/ENGINEER Mechanism Dynamics

Pro/ENGINEER Mechanism Dynamics虚拟地仿真运动组件的加速力和重力的反作用力了解动力效应，工程师无需等待实物样机就能测试产品的动力耐久性，利用 Pro/ENGINEER 机构动力学仿真，可以虚拟地仿真运动组件的加速力和重力的反作用力。而且，您可以综合考虑诸如弹簧、电动机、摩擦力和重力等动力影响，相应地调整产品性能。无需背上研制样机的高昂费用负担就能获得最大的设计信心。 功能及益处：综合考虑弹簧、阻尼器、电动机、摩擦力、重力和定制的动力负载，以评估产品性能。使用设计研究来优化机构在一组输入变量下的性能，创建准确的运动包络，以用于干涉和空间声明研究中。通过动力学分析获得准确的测量值，以设计更坚固、更轻和更高效的机构，直接从动力学仿真中创建优质动画。

4.2行星轮减速器的PRO/E建模

行星轮减速器的建模主要对齿轮、轴、滚动轴承、箱盖、与箱座的建模，并完成部件的装配图。

4.21齿轮的建模：

齿轮的建模主要包括参数的确定、参数之间关系的关系、齿轮渐开线方程的建立、渐开线标志曲线的建立、以及渐开线的镜像等。 主要命令包括使用【草绘】工具像】工具

以及阵列工具

等。

、【拉伸】工具

、【基准曲线】工具

、【镜

1. 参数的确定如图4-1所示 2..参数关系的确定

df=m*z-m*2.5 db=m*z*cos(angle) d=m*z da=m*z+m*2 D0=df D1=db D2=d D3=da

- - 33

34

图4-1

3..渐开线方程的建立：

/* 为笛卡儿坐标系输入参数方程 /*根据t (将从0变到1) 对x, y和z

/* 例如:对在 x-y平面的一个圆，中心在原点 /* 半径 = 4，参数方程将是: /* x = 4 * cos ( t * 360 ) /* y = 4 * sin ( t * 360 ) /* z = 0

/*------------------------------------------------------------------- r=db/2 theta=t*90

x=r*cos(theta)+r*sin(theta)*theta*(pi/180) y=r*sin(theta)-r*cos(theta)*theta*(pi/180) z=0

5）操作命令以及内齿轮的效果图如图4-2所示

- - 34

35

图4-2

4.22.其它部件的建模

其它部件的建模详情见附件（光盘）

4.3行星轮减速器的装配

装配过程中主要操作主要包括：

使用【添加元件】工具 【匹配】约束完成模型的绘制。 4..31高速级的装配体

1..选择【新建】对话框，选择新建类型为【组件】，取消【使用缺省模板】，单击【确定】按钮，在弹出的【新建文件选项】对话框中选择模板为【mmns-asn-desighn】如图4-3

、【坐标系】约束、【对齐】约束、【插入】约束、

- - 35

36

图4-3

1.选择【添加元件】工具，系统弹出【打开】对话框，在对话框中选择“plane-arm.asm”文件，然后单击【打开】按钮，行星架部分被弹出打开并出现在主窗口中，同时系统弹出【添加元件】操作控制面板。按鼠标中间确定模型的位置。 2.选择【添加元件】工具

，打开“left-shaft-asm”文件，齿轮轴模型被添加到主窗

按钮，弹出【放置】上滑面板，

口中，同时系统弹出添加元件操作控制面板单击

选择约束类型为【自动】，分别点击选取两个组件的轴线，使两个组件的中心轴线自动对齐，如图4-4所示。然后确定第二个约束，选择约束类型为匹配，然后分别选取两个组件的两个配合平面，选择【匹配】类型为【重合】

图4-4

选择【添加元件】工具的装配方法类似。

- - 36

，打开“right-shaft-asm”文件，装配方法与“left-shaft-asm”

37

装配完成后高速级装配体如图4-5所示

图4-5

4.32 低速级的装配体

图4-6

- - 37

38

4.33 总装图的装配体

图4-7

4.34 去箱盖后的装配体

图4-8

- - 38

39

4.35总装图的分解视图

图4-9

4.4. 减速器的传动运动仿真与分析

4.41齿轮传动运动仿真 主要使用【基准平面】齿轮副

工具、【基准轴】

工具、【添加元件】

工具、定义

工具、【定义伺服电动机】工具、选择【机构分析】工具、【回放】

工具、【测量】工具等来完成模型的运动仿真。

对齿轮传动模型进行运动仿真，效果如4-10图所示

图4-10

- - 39

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/37g3.html