双环减速器实体造型及运动模拟

双环减速器实体造型及运动模拟摘 要双环减速器是一种新型减速器，论述了双环减速器的传动原理、结构特性、传动比、运动学分析、动力学分析及装配条件进行分析研究。建立该环式减速器系统的受力模型,并对减速器的关键部件,如偏心轴轴承、双环减速器的内齿环板，进行受力分析,得出偏心轴承的受力特性曲线。通过对双环减速器啮合特性的详细分析,提出了双环减速器啮合效率的一种简便、准确的新算法，这种算法提高了对双环减速器的设计效率。论述了机构的平衡性以及两个内齿行星齿轮的瞬时啮合相位差，推导出传动比、转臂偏心轴承作用力及其支承反力最大值的计算公式，绘制出转臂偏心轴承作用力的变化曲线图。学习I-DEAS的造型方法，并在I-DEAS软件中，对双环减速器进行三维实体造型及运动模拟。通过以上的内容分析，为设计和研究这种双环减速器提供了一定的理论依据。关键词 双环减速器，运动模拟，实体造型 ,装配条件，算法ABSTRACTDouble-ringreducerisanewkindofdeceleration,itstransmissionprinciple、structuralproperty、transmissionratio、movementanalysis、dynamicsanalysisandassemblyconditionsarediscussedinthisresearch.Thestatisticmodelofringreducerisestablished,anditsstatisticanalysisofkeycomponents,justasbearsofeccentricityshafts、innerteethringplateareanalyzedandtheforcepropertyfunctionofeccentricityshaftisgotten.Afterdetailanalysisforcontactpropertyofdouble-ringreducer,asimpleandaccuratemethodforcalculatingtheefficiencyofengagementisextraction,itisusefultoraisethedesigningefficiencyofdouble-ringreducer.Thestructuralbalanceandtheinstantphasemarginoftwoinnerteethplategearsarediscussedandthecontactratio、theequationforcalculatingmaxforceofeccentricityshaftsareconcludedandtheforcechangingcurveofeccentricityshaftsaredrawn.Finally,welearnmethodofI-DEASsoftwareabout3Dentitymodel,andapplysoftwareI-DEAStoestablish3Dentitymodel、virtualassemblyandmovementsimulationofdouble-ringreducer.Afteraboveanalysis,thesetheoriesfordesigningandstudyofdouble-ringreducerareprovidedinourresearch.KEYWORDSDOUBLE-RINGREDUCER,MOVEMENTSIMULATION,THEENTITYMODEL,THEASSEMBLYCONDITION,PROGRAMMETHOD目 录摘要...........................................................................................................................ⅠABSTRACT...................................................................................................................Ⅱ1绪论............................................................................................................................32传动原理及参数确定....................................................................................................42.1传动原理....................................................................................................................42.2双环减速器的设计......................................................................................................52.2.1少齿差内啮合齿轮传动齿轮变位系数的确定..........................................................62.2.2新型双环减速器结构的确定.................................................................................82.3双环减速器齿轮参数设计.........................................................................................102.4本章小结..................................................................................................................113双环减速器的设计......................................................................................................113.1双环减速器主要零部件的设计...................................................................................113.1.1内啮合变位圆柱齿轮传动....................................................................................113.1.2减速器各轴转速、功率、转矩的计算153.1.3输出轴的设计计算..............................................................................................163.1.4平衡齿轮传动的设计...........................................................................................223.1.5平衡轴的设计计算..............................................................................................223.1.6输入轴的设计计算..............................................................................................233.1.7环板尺寸的确定..................................................................................................283.2双环减速器箱体的设计.............................................................................................293.2.1减速器箱体主要结构尺寸....................................................................................294双环减速器的三维实体造型......................................................................................314.1箱体的三维实体造型.................................................................................................314.1.1箱座的实体造型..................................................................................................324.1.2箱盖的实体造型..................................................................................................345双环减速器的虚拟装配及运动模拟 365.1装配的基本原理及步骤 365.2双环减速器的装配过程 375.2.1建立装配体系 375.2.2装配子装配——轴系 1（输出轴） 385.2.3装配子装配——轴系 2（输入轴 1） 385.2.4装配子装配——轴系 3（输入轴 2） 405.2.5装配子装配——轴系 4（平衡轴） 405.2.6总体装配415.3双环减速器的运动模拟 436结 论 44参考文献 44附录A：内啮合变位齿轮数据的推导 46致 谢 51绪论双环减速器是属于内齿行星齿轮传动中的一种。内齿行星齿轮传动不需要少齿差外齿行星轮传动的输出机构，其发展趋势有可能成为一种新型的通用减速器。少齿差双环行星减速器，由于具有功率分流、内啮合和多齿接触等特点，且具有结构简单、体积小、重量轻、传动比大、传动效率高、承载能力强、制造成本低等优点。近年来已开始在冶金、水泥、船舶、环保、建筑等各工业部门推广应用。三环减速器已经系列化生产并有相应的行业标准。但双环减速器目前仍无相应的行业标准。内齿行星齿轮传动可单轴输入或双轴输入动力，有单环，双环，三环和多环之分。双环双轴输入式减速器克服了单环，双环单轴输入不能传递动力的缺点，改善了单环双轴输入式的平衡性能和受力状态，且又比三环，多环的承载能力大，轴向结构尺寸小，设计安装方便。因此，对其作进一步分析研究很有必要。在我国早在1956年，著名的机械学家朱景榇教授就提出了“双曲柄输入式少齿差结构”。它引导了我国的传动技术的发展。虽然我国对少齿差结构已研究多年，也有许多的学者对双环减速器作出了一定的成绩，但是对双环减速器的研究还不是很多，并且其发展速度也不快。但是我国现目前对双环减速器的研究，已经涌现出我国了大量的研究人士，并且其发展速度越来越快，并且其研究的方法也越来越先进。我国的有些企业，其管理理念，设计制造能力都处于快速发展上升之势，实现了跨越式发展。虽然我国的双环减速器的技术水平较低，具有较大的发展空间。应该大力推广优化设计方法。所以我国对双环减速器的研究正向着积极的方向发展。在国外的一些发达国家，特别是以美国为首的西方国家，已经发展到在机器人上运用RV-60A两级减速器。与此同时，美国的 SDRC公司还开发了I-DEAS软件，运用此软件对双环减速器的设计得到了巨大的发展空间，并且美国公司还在此基础上开发设计了许多的双环减速器，适用于一些先进的科技。在国外，双环减速器得到了大力的发展，他们已经把双环减速器应用到压路机、运输机、机器人等各种机械行业。并且他们的技术也日渐成熟。在未来的几年里，他们将把双环减速器运用到更先进的机械当中，充分利用双环减速器的特点，再结合开发的软件，这样可以加快设计，节约更多的时间，以便大力发展机械行业，从而大大地发展其经济。传动原理及参数确定2.1传动原理双环双轴输入式减速器的基本构造如图 2.1所示，与平衡轴相连接的部分为输入动力的辅助部分，4，5为两根互相平行且各具有两个偏心（相错180°）的动力输入转臂轴。功率由轴4或然传入，由转臂轴4，5通过环板输给双环环板内啮合齿轮，故称双轴输入。再利用4，5上的偏心拖动两个内齿行星轮2作平动，2和外齿中心轮1啮合传动，输出功率。图2.1双环双轴输入式减速器的基本构造输出轴2.少齿差内啮合齿轮3.带内齿的环板Ⅰ3′.带内齿的环板Ⅱ 4. 动力输入偏心轴Ⅰ动力输入偏心轴Ⅱ（与偏心轴Ⅰ相位差180度）6. 平衡轴 7 （8，9）.平衡齿轮2.2 双环减速器的设计对于少齿差内啮合传动，其内啮合齿轮副几何计算的突出问题是避免干涉的问题，虽然采用短齿和正变位齿轮可以有效地解决这一问题，但随之而来的是引起重合度的降低，因此几何计算的一个主要内容就是从兼顾这两方面的要求出发，合理地选择各项参数。各参数限制条件较多，计算极为复杂，如果参数选择不当，不能满足全部的限制条件，就会发生种种干涉现象，导致减速器质量差、寿命短。为了保证内啮合传动的强度和正确啮合，避免内齿轮副干涉，常规的设计方法，必须从多种方案中通过大量计算、比较来选择，即使这样也不能得到最佳的方案。此外，为减少重复计算及缩短产品的开发周期，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中；在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查等等都是非常必要的。2.2.1少齿差内啮合齿轮传动齿轮变位系数的确定在少齿差内啮合传动中，变位系数的确定是设计的关键。齿轮的实际几何尺寸与齿轮的加工方法有直接的关系，所以用不同的齿轮加工方法的计算公式来推导变位系数的迭代公式，所得迭代结果不一样。目前使用最广泛的行星齿轮和中心齿轮的加工方法是范成法。外齿轮大都采用螺旋形的齿轮滚刀在滚齿机上切制而成，内齿轮通常是采用插齿刀在插齿机上插制而成。在少齿差内啮合传动中，各种干涉验算条件是否满足，取决于齿轮的有关参数，例如，齿轮模数m，齿数z1、z2，齿轮压力角，齿顶高系数ha*、ha*0，径向间隙系数c*，插齿刀的齿数z0，变位系数x01、x02、x1、x2等等。内啮合的啮合方程如下：inv'inv2(x2x1)tan式(2.1)z2z1从式（2.1）可知，当齿轮的齿数z1和z2及齿轮压力角为固定不变的数值时，啮合角'是z1和z2的函数。在少齿差啮合传动设计中，主要考虑的限制条件是重合度和齿廓干涉系数验算值Gs。Gsz1(inva11)(z2z1)inv'z2(inva22)0式(2.2)目前在少齿差啮合传动设计中只用直齿，所以用端面重合度评价理论上的运转连续性。重合度[z1(tana1tan')z2(tana2tan')]/2式(2.3)显然，如果按重合度的预期要求来确定x2Gs[Gs]'min变位系数，当齿数z1、z2，齿轮压力角，齿顶高系数ha*为定值时，式（2.3）中a1、a2、'是x1、x2的函数。[]同样，如果按不产生齿廓重迭干涉的预期要求来确定变位系数，式（2.2）中的各变量也是x1、x2的函数。将x1、x2取作独立变量，'取作中间变量，按满足重合度及重迭干涉的预期要求，建立如下限制条件方程组：

x1图2.2 两条限制曲线的交点[]1z2tana2(z2z1)tan'][]0[z1tana12式(2.4)Gs[Gs]z1(inva11)z2(inva22)(z2z1)inv'[Gs]0方程组式（2.4）中的[]、[Gs]分别是满足设计要求的重合度值及重迭干涉验算值。方程组式（2.4）的求解，实际上是两条限制曲线交点的求法， 如图2.2所示。根据文献[1],求交点x1和x2，用牛顿法迭代，逐步逼近到交点。其迭代程序如下：x1(n1)x1(n)1(x1(n),x2(n)),(n0,1,2,)J(x1(n),x2(n))x2(n1)x2(n)2(x1(n),x2(n)),(n0,1,2,)J(x1(n),x2(n))x1,J(x1,x2)x2GsGsx1,x2(x1,x2)[],1(x1,x2)x2GsGs(x1,x2)[Gs],x2,(x1,x2)[]2(x1,x2)x1Gs,Gs(x1,x2)[Gs]x1

式(2.5)式(2.6)式(2.7)式(2.8)式(2.9)按上述迭代程序求得齿轮变位系数 x1和x2，变位系数是否满足设计要求，同时还需要进行其他限制条件的验算。变位系数迭代计算程序框图如图 2.3所示。开 始是否计算齿轮变是选择内外齿轮加工方法位系数？否选择加工刀具参数刀具参数库输入初始计算输入初始参数（齿轮模数、齿数、压力角齿高参数系数、齿顶间隙系统、重合度、齿廓不重迭干涉系数、初选齿轮变位系数）选择优化参数项迭代计算齿轮变位系数迭代计算需优化参数输出齿轮变位系数、重合度、齿廓不重迭干涉系数等输出计算参数等否计算满意否？是结束图2.3 内啮合齿轮参数计算框图2.2.2 新型双环减速器结构的确定原有的单环、双环、三环及四环减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3），采用少齿差传动原理，具有结构简单、传动比大、承载和过载能力强等优点。但通过理论分析和实验证明该类传动装置在实际使用过程中存在振动、噪声、温升及轴承早期破坏等。在连续运转、重载、高速、大传动比工况下问题更为突出，大大影响了其推广进程，成为待解决的技术难题。简单的依靠提高减速器的加工和安装精度不能解决问题。对于三环和四环减速器，由于三相和四相传动环板互成120o和90o，加工精度难以保证，致使在三相和四相并列双曲柄机构不同步，导致在运转过程中出现相互干涉而产生振动、噪声及发热；同时由于采用三相和四相传动环板，两根高速输入偏心轴不得了采用偏心套结构，偏心套与高速轴通过键连接，在运转过程中存在不均匀的微动磨损，引起行星轴承发热、烧伤及偏心套与轴之间配合间隙增大，而导致不同步。对于单环和双环减速器为了克服死点，采用一对过桥齿轮，由于过桥大齿轮采用空套形式，导致了运动不确定而产生振动、噪声和发热；同时该结构亦采用偏心套方式，存在微动磨损，而导致振动噪声和发热。根据上述分析，证明本文使用新型双环减速器是提供一种具有既保证同步输入又克服微动磨损的平行动轴少齿差环式减速器，该减速器结构紧凑，传动比大，承载和过载能力强，加工工艺简单，加工精度易保证，制造成本低，能很好的解决在运转过程的发热快、振动和噪声大这一问题，使该类减速器的实用范围得到进一步推广。①同时啮合承载的齿数多1～1.05,二齿差 在1.1

渐开线少齿差传动的重合度很小，通常一齿差为左右，三齿差在1.125左右，不仅限制了其承载能力，而且影响传动平稳性。而采用优化新齿形的摆线针轮行星传动，其同时啮合传力齿数在小速比时，同二齿差至少可以大于或等于 3；而在大速比时，用一齿差至少可以大于5，不仅传动平稳，而且承载能力大。②总法向力与总圆周力间夹角小，渐开线少齿差传动为了不发生齿廓重叠干涉，需要变位，必然导致啮合角 a'过大，通常一齿差 a'≈49°,二齿差a'≈35°，三齿差a'≈28°。在要求大传动比必须用同一齿差时 a'≈49°，则径向分力比圆周力还大，不仅降低传动效率，而且使转臂轴承受力显著增大，寿命显著降低。摆线针轮行星传动为多齿啮合，在不同位置啮合的齿，其压力角也不同，且有传力越大的齿其压力角越小的优点，在齿形修行优化设计中是通过控制同时啮合齿数，不让压力角大处的齿进入啮合，完全可以做到在节点让总圆周力和总法向力间的夹角a'不大于20°，所以传动效率高，转臂轴承寿命长。③传动比范围大渐开线少齿差传动的传动比名义上可为11～99，实际上在动力传动中，考虑到一齿差重合度特小，而啮合角a'特大，是尽量避免采用的，这样就采用二齿差，而采用二齿差由于外齿轮齿数取值范围一般为z=28～102，即使取外齿轮齿数最大为102，其最大传动比仅为i=61，所以在动力传动中，传动比范围比不上双曲柄环板式针摆行星传动，后者传动比范围为i=6～120，常用i=12～88。④轮齿均为硬齿面以渐开线为齿形的环板式减速器，是在环板上插渐开线的内齿，选择内齿轮的材质就只能用软齿面；而且是在连杆的环板上插渐开线内齿，考虑到换班的长度，加工本来节圆半径不大的内齿圈也必须用加大规格的插齿机。摆线针轮用在环板传动中，尽管环板材料用普通调质碳素钢或优质球墨铸铁，但针齿销和针齿套完全可用硬齿面的轴承钢，再加上多齿啮合，所以承载能力高；而且在环板上镗装针齿销的销孔，已有很多用多齿盘精确分度的方法和专用设备，易于保证分度精度。本实用新型是由一种由一级普通齿轮传动和一级平行动轴少齿差传动构成的减速装置，一级普通齿轮由三个相互啮合的外齿轮7、8、9构成，其中两个外齿轮7、9安装在两根互相平行且各具有两个偏心轴颈的输入曲轴4、5上，两个传动内齿板3、3′通过轴承，安装在高速输入偏心轴4、5上，外齿轮轴1为低速轴，其轴线与输入曲轴 4、5的轴线平行，低速轴 1通过轴承支承在机体上，两个内齿轮3、3′与外齿轮轴1啮合，啮合瞬时相位差呈180。其运动是这样实现的：动力从偏心轴输入，通过一级普通齿轮传动7、9将功率分流到少齿差传动中的两曲柄输入轴上，实现双曲柄输入轴的同步，并利用双输入来克服由互成180o的曲柄输入轴和内齿板所构成的双相并列双曲柄机构的死点，双内齿板与输出外齿轮啮合，啮合相位呈180o，实现功率合流输出。在输出轴的支承轴承的外圈加装有弹性均载装置，以补偿因制造和装置误差。两根输入曲轴互成180o的两个偏心曲拐在加工工艺上采用一根曲轴加工，再一分为二，以保正两根偏心曲轴偏心量的精度。因去掉了偏心套，克服了微动磨损，同时加工工艺简单，加工精度易保证。2.3 双环减速器齿轮参数设计在少齿差内啮合传动中，变位系数的确定是设计的关键。齿轮的实际几何尺寸与齿轮的加工方法有直接的关系，所以用不同的齿轮加工方法的计算公式来推导变位系数的迭代公式，所得迭代结果不一样。内啮合齿轮参数计算模块中，已经由公式（2.5）～(2.9)推导了少齿差内啮合传动的各种实际加工情况下的变位系数的计算迭代公式,图(2.3)为齿轮变位系数计算框图。在变位系数的迭代计算过程中，齿轮变位系数的迭代值会影响实际中心距值，考虑到工厂加工的实际情况，对实际中心距值要进行两位小数的圆整。本文的双环减速器的内啮合齿轮参数为：齿轮模数m=3，外齿轮齿数Z1=42，内齿轮齿数Z2=44，齿顶高系数ha*=0.8，径向间隙系数c*0.25，插齿刀的齿数为Z=25，齿顶高0系数ha*01.3，变位系数x0=0.167。取重合度[]=1.1，齿廓干涉系数[Gs]=0.05进行迭代计算，当内外齿轮都用插齿刀加工时，迭代结果为x1=1.45，x2=2.15，圆整中心距a=4.201mm，啮合角'47.852，实际重合度=1.410，齿廓干涉系数Gs=0.050。计算结果如表2.1所示：表2.1内啮合齿轮参数mZ1Z2ha*c*Z0x0ha*0[][Gs]参42440.80.25250.1671.31.10.53数'x1x2aGs外齿轮和内齿轮都用插齿加1.452.154.20147.852o1.4100.0500工根据以上计算的齿轮参数，用内齿环板 CAD子系统对齿轮的弯曲强度、接触强度、有限寿命进行初步校校，然后在 I-DEAS软件中进行环板及输出齿轮的实体建模，再采用网格自动剖分技术实现齿轮和齿廓的有限元网格划分，进而采用有限元分析技术，对齿轮进行更精确的静、动态力学分析，校合强度，分析齿廓的变形，分析齿廓的几何形状，预测齿轮的重合度。在分析和修改后最终确定齿轮的形状和参数，计算齿轮的加工参数，生成齿轮的零件图，转入图形数据库。2.4 本章小结在阐述双环减速器工作原理的基础上，分析了原有的单环、双环、三环及四环减速器（专利号：ZL89213292.2、ZL91230087.6、CN85106692.5、ZL93239404.3）的结构特点及运动特性，针对不足，设计、研制了一种新型的双环减速器。双环减速器的设计3.1双环减速器主要零部件的设计3.1.1内啮合变位圆柱齿轮传动先是对齿轮进行初算，初算是按经验公式计算，根据初算结果可进行结构设计，然后进行精确校核计算，如发现不合理，不合要求之处，再调整初算参数。齿轮材料选择中碳钢45，由参考文献[1]表8-9，锻造毛坯，调质处理。选择YB132-4系列三相异步电动机，额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min，电动机轴伸出端直径38K6mm,电动机轴伸出端安装长度80mm,电动机中心高度为132mm。且内啮合变位圆柱齿轮传动的计算公式均由参考文献[1]查出。①模数由结构设计选定m=3.0mm;齿数z1=42,z2=44;重合度≥1.05;传动比i=z1=21;齿顶高系数取标准值ha*=0.8;z2z1②未变位时的中心距a=1×（d2-d1）=1m(z2z1)=1×3×(44-42)222=3mm③中心距变动系数y=a'a4.20130.4003mmm3④分度圆压力角=20°，inv=0.015;⑤啮合角'acos)=47.852°=arcos('ainv'=0.270;⑥总变位系数∑X=x2-x1=z2z1(inv'inv)2tan=0.700;⑦变位系数的分配按变位系数选择原则适当分配小齿：x1=1.45,大齿：x2=2.15;插内齿轮刀具参数（由参考文献[1]表2-20得）z02=25x02=0.167da02=83.81ha*02=1.3;⑧插内齿时的啮合角inv02'=inv+2(x2x02)tan20°z2z02=0.015+2(2.150.167)tan20°4425=0.091;故插内齿时的啮合角02'=35.18°⑨插内齿轮时的中心距a02=m(z2z02)cos2cos02'=3×(44-25)×cos202cos35.18=32.77mm;⑩分度圆的直径小齿：d1=mz1=3×42=126mm大齿：d2=mz2=3×44=132mm;?齿根圆直径小齿轮用插齿刀加工（z01=25,x01=0.167,da01=83.81,ha*01=1.3）inv01'=inv+2(x1x01)tanz1z01=inv20°+2(1.450.167)tan204225=0.033故插小齿时的啮合角01'=25.67°插小齿时的中心距a01=m(z1z01)cos2cos01'=3(4225)cos202cos25.67=104.781mm对于新插齿刀，ha*02和x02可查参考文献[1]表2-20小齿齿根圆直径df1=2a01-da01=2×104.781-83.81=125.75mm大齿齿根圆直径df2=da02+2a02=83.81+2×32.77=149.35mm;?齿顶圆直径小齿齿顶圆直径da1=df2-2a'-2c*m=149.35-2×4.201-2×0.25×3=139.448mm大齿齿顶圆直径 da2=df1+2a'+2c*m=125.75+2 ×4.201+2×0.25×3=135.652mm;小齿轮、内齿轮及插齿刀的齿顶压力角cosa1=d1cos=126cos20=0.8491da1139.448小齿轮齿顶压力角a1=31.89°inva1=0.065cosa2=d2cos=132cos20=0.9144da2135.652内齿轮齿顶压力角a2=23.88°inva2=0.026cosa02=mz0cos=325cos20=0.841da0283.81插齿刀的齿顶压力角a02=32.76°;齿全高大齿轮da1-df1=13.698mm小齿轮da2-df2=13.698mm);? 重合度 =1[z1(tan a1-tan ')-z2(tan a2-tan ')]2=1[42×(tan31.89°-tan47.852°)-44×(tan23.88°2-tan47.852°)]=1.410校核内齿轮加工时，是否产生范成顶切应保证 z02≥1-tanz2 tan

2'02=0.568＞1-tan23.88=0.37244 tan35.18对标准内齿轮，若插齿刀齿数 z02大于表2-18或2-18中的数值，可不必校核所以满足不干涉条件校核插内齿时，是非产生径向切入顶切z2=44＞Z2min=26所以满足不产生径向切入顶切条件校核过渡曲线干涉避免内齿轮齿跟干涉的条件z02tan a02+(z2-z02)tan 02'≥z1tan a1+(z2-z1)tan '左=25tan32.76°+(44-25)tan35.18°=29.48mm右=42tan31.89°+(44-42)tan47.852°=28.34mm左＞右 满足齿跟不干涉条件避免小齿轮齿跟干涉的条件当小齿轮用插齿刀加工时z2tana2-(z2-z1)tan'≥z1tan-4(hax1)sin2左=44tan23.88°-(44-42)tan47.852°=17.27mm右=(42+25)tan25.67°-25tan32.76°左＞右 满足齿跟不干涉条件校核重叠干涉不产生重叠干涉的条件z1( 1+inv a1)-z2( 2+inv a2)+inv '(z2-z1)≥0cos1=ra22ra12a'2=da22da124a'22ra1a'4a'da12 2 2=135.652 139.448 4.201 4=-0.47581=118.411°≈2.067弧度cos2=ra22ra12a'2=da22da124a'22ra2a'4a'da2=135.6522139.44824.2012444.201135.652=-0.42712=115.287°≈2.012弧度×(2.067+0.065)-44×(2.012+0.026)+0.27×(44-42)=0.412≥0满足不产生重叠干涉的条件齿宽根据参考文献[4] d取为0.6大齿轮齿宽b2= dd1=0.6×126=75.6mm小齿轮齿宽b1=b2+(5～10)mm=81.6mm取为82mm环板间的间隙取为6mm3.1.2减速器各轴转速、功率、转矩的计算①传动装置的传动效率计算根据传动方案，查参考文献

[3]第13页可知6级精度和

7级精度齿轮传动效率

1=0.99（一对）球轴承的效率

2=0.99故传动装置总效率

=1×

2×

2×

2×

2=0.99

×0.99×0.99×0.99×0.99=0.951②各轴功率的计算输入轴的功率

P1=P×

2×

2=5.5×0.99×0.99=5.391(KW)输出轴的功率

P2=P×

1×

2×

2×

2=5.5×0.99×0.99×0.99×0.99=5.283(KW)③各轴转速的计算输入轴的转速n1=nm=1440(r)min输出轴的转速n2=nm=1440=(r)i21min④各轴转矩的计算输入轴的转矩T1=9550×103×P1=9.55×106×5.391n11440=35.753×103(N·mm)输出轴的转矩T2=9550×103×P2=9.55×106×5.283n268.57=735.783×103(N·mm)3.1.3输出轴的设计计算①因输出轴是齿轮轴，应与小齿轮的材料一致，故材料选为：45钢,调质,由参考资料[2]表查出：B=600MPa[1b]=55MPa[0b]=95MPa②轴的初步估算由[1]的表查得C=112，因此d≥C3P2=112×35.283=47.7mmn268.57P2=P1222=5.5×0.99×0.99×0.99×0.99=5.283mmN2=1440/21=68.57(r/min)考虑该处轴径尺寸应大于输入轴径处直径，取 dmin=60mm③轴的结构设计1）各轴段直径的确定根据资料[3]P105 初选滚动轴承下，代号为7312C，基本尺寸d为60mm,D为130mm，B为31mm。轴径尺寸d2=d6=dmin=60mm齿轮1的直径d=126mmda=139.448mmdf=125.7mm由轴承表5-11查出轴承的安装尺寸d3=72mmd0 处的直径取50mmd1 处的直径取56mmd5 处的直径取64mm2）各轴段轴向长度的确定，如图 3.1所示。3）轴上零件的选取50的轴段上键槽的选取：公称尺寸 b×h为14×9（t=5.5,r=0.3 ），L为45mm。输出轴的校核按许用弯曲应力校核轴1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力的作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定输出齿轮上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的7312C轴承从参考文献[3]表5-11可知它的负荷作用点距离轴承外端面尺寸a=25.6mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸：跨距AB=5.4+15+82+15+5.4=122.8mm齿轮1，2的位置AC=CD=61.4mm2）绘轴的受力图，如图 3.2(a)所示。图3.1 输出轴的结构草图FAXA

Fr1C

Ft1

BFAY

Ft2

Fr2

FBYFAY

AAA

Fr1CCC

DFr2DFt1

B Y向FBYBB X向FAYAAAA

Ft2CCTCC

DDaTDD

FBYBBBB图3.2 输出轴的受力及弯矩图3）计算轴上的作用力齿轮1：Ft1=2T2=2735.783103=11.679×103Nd1126Fr1=Ft1tann1=11.679×103×tan31.89°=7.267×103NFa1=0齿轮2：Ft2=2T2=2735.783103=11.148×103Nd2132Fr2=Ft2tann2=11.148×103×tan23.88°=4.935×103NFa2=04）计算支反力X方向的支反力，如图 3.2(b)所示。x=0FBXFt2Ft1FAX即FBX11.14810311.679103FAX式（3.1）∑MAX0-FBXABFt2ACFt10即-FBX122.811.14810339.411.67910383.40FBX4.355103(N)式（3.2）将式(3.2)代入式(3.1)得:FAX 3.824103(N)Y方向的支反力，如图 3.2(c)所示。y=0FAYFr2Fr1FBY即FAY4.9351037.267103FBY式（3.3）∑MAY0-FBYABFr2ADFr1AC0即-FBY122.84.93510383.47.26710339.40FBY1.02103(N)式（3.4）将式（3.4）代入式（3.3）得：FAY 3.352103(N)5）转矩，绘弯矩图X方向上的弯矩图：如图 3.2(b)所示。C处弯矩：MCXFAXAC3.82410339.4129.39103()NmmD处弯矩：MDXFBXBD4.35510339.4171.59103()NmmY方向上的弯矩图：如图3.2(c)所示。C处弯矩：MCYFAYAC3.35210339.4132.07103()NmmD处弯矩：MDYFBYBD1.0210339.440.19103()Nmm6）合成弯矩：如图3.2(d)所示。C处：MC22129.392132.072103184.89103()MCXMCYNmmD处:MD22171.59240.192103176.23103()MDXMDYNmm7）转矩及转矩图：如图3.2(e)所示。T2735.783103(Nmm)8）计算当量弯矩、绘弯矩图，如图3.2(f)所示。应力校正系数a=[1b]/[0b]55/950.58aT20.58735.783103426754()NmmC处：‘左Mc184.89103()MCNmmMC'右Mc2(aT2)2184.892426.752103465.08103(Nmm)D处：‘M22176.232426.752103461.71103(Nmm)MD左D（aT2）MD'右MD176.23103(Nmm)9）校核轴径C剖面：dC3MC’右3465.0810343.89mm＜72mm0.1[-1b]0.155强度足够D剖面：dd3MD'左3461.7110343.79mm＜125.7mm0.1[-1b]0.155（齿跟圆直径）强度足够⑤安全系数法校核轴的疲劳强度1）判断校核的危险面从弯矩图知危险截面为C剖面材料为45钢调质2）轴材的机械性能材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表B600，MPas=350MPa，再根据参考文献[1]的表查得：1b0b

0.441.7

B1b

MPa449MPa

10

0.31.6

B1

MPa288MPa21b0b22644490.184490b21021802882880.2503）剖面C的安全系数抗弯断面系数Wcdc3bt(dct)2322dc=3.14723145.5(725.5)232272=34260.28 mm3抗扭断面系数Wtcdc3bt(dct)2162dc=70885.25mm3弯曲应力幅Mc右465.08103a13.57MPaWc34260.28弯曲平均应力m0扭转切应力幅T735.783103a2Wtc5.19MPa270885.25键槽所引起的有效应力集中系数由资料[2]表查出K1，K=1.54同样由参考文献[2]表查出表面状态系数=0.92查出尺寸系数=0.84=0.78K11.39()(0.920.84)弯曲配合零件的综合影响系数 (K)D=2.3取(K)D=2.3进行计算K 11.290.920.84剪切配合零件的综合影响系数 (K)D=0.4+0.6(K)D=1.78取(K)D=1.78进行计算由齿轮计算的循环次数 3.408×108＞10×107～25×107寿命系数KN1ScKN1b12864.168)D2.4727.78(Kaam0ScKN1119017.19)Da1.885.190.255.19(Km综合安全系数ScScSc8.5317.197.64＞[S]=1.5～1.8S2cS2c8.53217.192剖面C具有足够的强度。3.1.4平衡齿轮传动的设计由于该处齿轮啮合只起平衡作用，故三个齿轮都采用45钢调质处理。齿数选为54，模数选为3mm分度圆直径d=mz=3×54=162mm中心距a=m(z1z1)=3(5454)=162mm22齿宽取为30mm齿顶圆直径da=d+2ha=(z+2ha)m=(54+2×1)×3齿高h=2.25m=2.25×3=6.75mm由于该处齿轮da≤200mm，所以根据资料[3]P27可以选择锻造齿轮d1=1.6d=1.6×40=64mmL=(1.2～1.5)d=(1.2 ～1.5)×40=(48～60)mm＞b=30mm0=2.5mn=2.5×0.02×162=8.1mmn=0.5mn=0.5×0.02×162=1.62mmd0=da-10mn=168-10×0.02×162=135.6mm分布孔径d1=0.2(D0-D1)=14.32mm＞10mmd2=0.5(D0+D1)=99.8mm3.1.5平衡轴的设计计算①各轴段直径的确定由于该轴只起平衡作用，故轴段可按轴肩估算装平衡齿轮的轴段直径为 40mm平衡齿轮处定位轴肩高度hmin=（0.07～0.1）d=0.07×40=2.8mm另外两轴段的直径d1,d3都取为35mm②各轴段的轴向长度的确定，如图 3.3所示。图3.3 中间轴的结构草图③轴上零件的选取轴承选用7207C 基本尺寸40的轴段上键槽的选取 b

d为35mm，D为72mm，B为17mm×h为12×8(t=5.0,r=0.3) ，L为28mm3.1.6输入轴的设计计算①各轴段直径的确定安装平衡齿轮的轴段d3为40mm安装环板的两偏心轴段d5、d6都为50mmd7取为40mm平衡齿轮处定位轴肩高度hmin=（0.07～0.1）d=0.07×40=2.8mmd1的直径取为32mmd2的直径取为36mmd4的直径取为45mm②各轴段轴向长度的确定,如图3.4所示。③轴上零件的选取轴承选用7208C基本尺寸d为40mm，D为80mm，B为18mm7210C基本尺寸d为50mm,D为90mm,B为20mm40的轴径上键槽的选取,公称尺寸b×h为12×8(t=5.0,r=0.3)，L=28mm32的轴径上键槽的选取,公称尺寸b×h为10×8(t=5.0,r=0.3)，L=28mm图3.4 输入轴的结构草图④输入轴的校核按许用弯曲应力校核轴1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力的作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定平衡齿轮上力的作用点位置。轴颈上安装的 7308C轴承从参考文献[3]表5-11可知它的负荷作用点距离轴承外端面尺寸 a=17mm,故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸：跨距AB=47+103+82+17=249mm平衡齿轮的位置 AC=47mm2）绘轴的受力图，（偏心轴上力与 X，Y轴的夹角均取为 90°）如图3.5所示。FtFrA(a)FAX CFAYFr

F2YDF1X F1Y

F2XBE FBX FBYF2X BFAX CACFCAY(c)AFt

F1XDD

DF1Y

X方向E FBXBEF2YY方向E BACAAAC

DD

EBE BB图3.5 输入轴的受力及弯矩图3）计算轴上的作用力齿轮：Ft=2T1=235.753103=8.828×102Nd1162Fr=Ft·tann=8.828×102×tan20°=3.017×102NFa=04）计算支反力X方向的支反力，如图3.5(b)所示。∑x=0FBXF1XF2XFAXFr即FBX11.14810311.679103FAX3.017102式（3.5）∑MAX0-FrACF1XADF2XAEFBXAB0即-3.0171024711679103213FBX2490FBX2.481103(N)式（3.6）将式(3.6)代入式(3.5)得:FAX1.648103(N)Y方向的支反力，如图3.5(c)所示。y=0FAYF2YFBYFtF1Y即FAY4.935103FBY7.2671038.828102式（3.7）∑MAY0-FtACF1YADF2YAEFBYAB0即-8.828102477.2671031694.935103213FBY2490FBY0.544103(N)式（3.8）将式（3.8）代入式（3.7）得：FAY2.671103(N)5）转矩，绘弯矩图X方向上的弯矩图：如图3.5(b)所示。C处弯矩：MCXFAXAC1.6481034777.456103()NmmY方向上的弯矩图：如图3.5(c)所示。C处弯矩：MCYFAYAC2.67110347125.537103()Nmm6）合成弯矩：如图3.5(d)所示。C处：MCMCX2MCY277.4562125.5372103147.509103(Nmm)7）转矩及转矩图：如图3.5(e)所示。T135.753103(Nmm)8）计算当量弯矩、绘弯矩图，如图3.5(f)所示。应力校正系数a=[[1b]/[0b]55/950.58aT10.5835.75310320737()NmmC处：'左MC147.509103()MCNmmM'右Mc2(aT1)2147.509220.7372103148.959103(Nmm)c校核轴径C剖面：dc3Mc'右3148.95910330.03mm＜40mm0.1[-1b]0.155强度足够。⑤安全系数法校核轴的疲劳强度1）判断校核的危险面从弯矩图知危险截面为 C剖面材料为45钢调质2）轴材的机械性能材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表B参考文献[1]的表查得：1b0.44B264MPa10.3B0b1.71b449MPa01.6121b0b22644494490.180b

600MPa， s=350MPa，再根据MPa288MPa21021802880.2528803）剖面C的安全系数抗弯断面系数Wcdc3bt(dct)2322dc=3.14403125(405)232240=5361.25 mm3抗扭断面系数Wtcdc3bt(dct)2=11641.25mm3162dc弯曲应力幅aMC右148.959103Wc27.78MPa5361.25弯曲平均应力m0扭转切应力幅T35.753103a2Wtc1.54MPa211641.25键槽所引起的有效应力集中系数由参考文献[2]表查出K1，K=1.54同样由参考文献[2]表查出表面状态系数=0.92查出尺寸系数=0.84=0.78K11.39()(0.920.84)弯曲配合零件的综合影响系数 (K)D=2.3取(K)D=2.3进行计算K 11.290.920.84剪切配合零件的综合影响系数 (K)D=0.4+0.6(K)D=1.78取(K)D=1.78进行计算由齿轮计算的循环次数 3.408×108＞10×107～25×107寿命系数KN1ScKN1b12864.168)Dm2.4727.78(Kaa0ScKN1119057.92)Da1.881.54(Km0.251.54综合安全系数ScSc4.16857.92＞[S]=1.5～1.8ScS2cS2c4.16824.1657.922剖面C具有足够的强度。3.1.7环板尺寸的确定根据内啮合齿轮的齿宽可知环板的板厚为： (82-6)/2=38mm,环板的间隙取为

6mm，由于内啮合齿轮的分度圆直径为

132mm,所以环板中间的孔也为

132mm

；而输出轴上的轴承大径为

90mm,所以环板两小孔的孔径均为90mm，环板中间孔与两侧的间隙取为板的结构草图如图3.6所示。

30mm；两小孔与两侧的间隙取为

20mm。环图3.6 环板的结构草图3.2双环减速器箱体的设计3.2.1减速器箱体主要结构尺寸箱体壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘壁厚b11.5112mm箱座凸缘壁厚b1.512mm箱座底凸缘壁厚b22.520mm地脚螺钉直径df0.036a120.0361621217.832mm取为18mm地脚螺钉数目由于a≤250，n取4轴承旁联接螺栓直径d10.75df0.751813.5mm取为14mm盖与座联接螺栓直径d2(0.5～0.6）df=(0.5～0.6)×18=9～10.8（mm）取为10mm联接螺栓d2的间距l=125～200(mm)轴承端盖螺钉直径d3(0.4～0.5)df=(0.4～0.5)×18=7.2～9(mm)取为8mm检查孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)df=(0.3～0.4)×18=5.4～7.2(mm)取为6mmdf、d1、d2至外箱壁的距离df螺栓取为M18，c1=24；d1螺栓取为M14，c1=20；d2螺栓取为M10，c1=16df、d1、d2至凸缘边的距离df的c2=22；d1的c2=18；d2的c2=14轴承旁凸台半径 R1=c2见上凸台高度取为100mm外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(5～10)=24+22+8=54mm齿轮顶圆与内箱壁的距离1＞1.211.289.6mm取为10mm齿轮端面与内箱壁的距离2＞=8mm取为10mm箱盖，箱座肋厚m10.8510.8586.8mm取为7mmm0.850.8586.8mm取为7mm轴承端盖外径（由参考文献 [3]P149得）①输出轴伸出端的端盖d0d31819mmd3--轴承联接螺栓直径D0D2.5d31302.58150mmD2D2.5d31502.58170mme=1.2d31.289.6mm取为10mmD4D(10～15)mm=125mm查表7-11可知d1=53mmb=7mmh=(0.8～1)b=5.6～7(mm)螺栓数目 n=6(D＞100)②平衡轴端端盖d0d31819mmd3--轴承联接螺栓直径D0D2.5d3722.5892mmD2D02.5d3922.58112mme=1.2d31.289.6mm取为10mmD4D(10～15)mm=62mmd1=34mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4③输入轴伸出端端盖d0 d3 1 8 1 9mm d3--轴承联接螺栓直径D0 D 2.5d3 80 2.5 8 100mmD0D2.5d31002.58120mme=1.2d31.289.6mm取为10mmD4D(10～15)mm=70mmd1=34mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4④输入轴另一端端盖d0d31819mmd3--轴承联接螺栓直径D0D2.5d3802.58100mmD0D2.5d31002.58120mme=1.2d31.289.6mm取为10mmD4D(10～15)mm=70mmd1=39mm b=6mmh=(0.8～1)b=4.8～6(mm)n=4轴承旁联接螺栓距离 S1）S=D+(2～2.5)d1=130+(2～2.5)×14=158～165mm2）S=D+(2～2.5)d1=72+(2～2.5)×14=100～107mm3）S=D+(2～2.5)d1=80+(2～2.5)×14=108～115mm4）S=D+(2～2.5)d1=80+(2～2.5)×～14=108115mm箱座深度Hdds(30～50）=168/2+（30～50）2=114～134（mm）取为125mm箱座高度h=Hd(5～10)=128+8+(5～10)=138～143(mm)箱座宽度Ba=236mm。双环减速器的三维实体造型4.1箱体的三维实体造型该设计用I-DEAS软件进行三维实体造型，I-DEAS软件是世界著名的CAD/CAE/CAM一体化软件，它集成了三维实体造型设计、工程分析、仿真、试验、制造和工程管理等各种功能。其强大的功能足以让用户设计、仿真和加工任意复杂的产品，一路畅通地完成从设计到制造全过程。(注意：在该设计中，图标选取描述方式以在此图标工具栏的位置确定。将图标工具栏分成三个区，任务命令区为

1区，应用程序命令区为

2区，通用命令区为

3区。例如：点取

1-2-1

，含意为点取

1区的第二行的第一个图标。以下相同

,不再说明。

)4.1.1箱座的实体造型由于箱体结构零件比较复杂，箱体零件的造型方法也可能与设计者的视图步骤、读图习惯有关，但在造型过程中应注意一般的造型原则：先面后孔，基准先行；先主后次，先加后减，先粗后细。①选取草绘平面 选取零件的XY平面为草绘平面，以原点为起点，绘制一 62×522的矩形，在矩形框内绘制直径为18的圆，并标注相关尺寸。选取Section拉伸20，创建机座座底特征。② 选取与XZ平面对应的平面为草绘平面，在草绘平面上利用Offset命令分别将草绘边界向内偏置8、8、5、5，并对草图作R2.5的圆角。选取Section，拉伸110。③选取与Z轴同向的机座表面草绘平面，在草绘平面上画 4个直径为38与 18孔同心的圆。拉伸云浮除材料 2，构造基座的铸造特征。④选取有锪平 38孔的平面为草绘平面，在草绘平面上利用 Offset 命令分别将草绘边界向内偏置 8；绘制筋板特征并标注尺寸。选取 Section，将Section沿与零件坐标Z轴相同的方向拉伸 120，得到机座箱体特征。⑤选取机座箱体上表面为草绘平面，在草绘平面上利用 Offset 命令偏置草绘边界；以偏置的草绘边界为基准，绘制结合面的其他要素，并标注相关尺寸，选取Section，将Section沿与零件坐标Z相反的方向拉伸50。⑥选取机座箱体上表面为草绘平面，绘制轴孔 1特征草图，在草绘平面上利用Offset 命令偏置草绘边界 129，在此基础上偏置40，并标注相关尺寸，选取旋转命令，使用旋转Cutout选项，旋转180°，建立机座轴承孔 1特征；同理可建立机座的其他轴承孔的特征。⑦选取机座箱体上表面为草绘平面，利用 Offset 命令偏置机座轴承孔 1的中心线60，建立Section，选取旋转命令，使用旋转Protrude选项，旋转180°，建立机座轴承座1特征，同理可建立机座的其他轴承座的特征。选取机座箱体上表面为草绘平面，在草绘平面上绘制两个10，四个14的孔，标注相关尺寸，利用拉伸命令，选取Section，将Section沿与零件坐标Z相反的方向拉伸切除材料50；再选取机座箱体上表面下部为草绘平面，利用拉伸命令选取Section，将Section沿与零件坐标Z轴相同的方向拉伸切除材料38。⑨ 选取机座箱体内表面为草绘平面，在草绘平面上绘制直线和圆，标注相关尺寸，利用Extrude命令，选取Section，将Section定义的材料全部切除，得到箱体上表面下部的耳形特征。⑩至此，箱体机座的主要特征已创建完毕，接下来建立箱体机座的修饰特征。在机座座体特征的角部建立R22的圆角。在机座箱体的内外角部建立R14的圆角。建立机座轴承孔的特征2×45°的倒角。建立箱体机盖下表面特征，选取机座上表面为草绘平面，画线并建立Section，选取Extrude命令，使用刚才创建的Section创建新零件，并将创建的新零件命名为SeatUp，并放入Seat文件柜中，以备后用。?在机座轴承座上开8的孔选取机座轴承座侧面为草绘平面，建立Section，选取Extrude命令，切除材料，得到孔深为15的孔特征。?创建机座检油孔选取机座轴承座内侧面为草绘平面，将机座上的草绘边界线向内Offset，以此为基准进行草绘，建立Section，选取Extrude命令，拉伸材料7.07，在草绘平面上绘制12的圆，并打通孔；利用倒圆命令修饰机座检油孔特征。?进行镜像拷贝，完成机座建模选取镜像拷贝命令，镜像拷贝前面建立的所有特征，以内表面为镜像平面，选择KeepBoth完成特征镜像拷贝，?最后再建立箱体内部的承载台选择箱体内底为绘图平面，建立承载台的矩形草绘图形，选取Extrude命令，拉伸材料172.5。再以承载台为草绘平面，建立轴承孔的Section，选取旋转命令，选取Cut项，旋转180°，得到轴承孔的特征。结果如图4.1所示。并将机座建模放入Seat文件柜中，以备后用。图4.1 机座的实体造型图4.2.2箱盖的实体造型双环减速器的箱体机盖与一般的减速器的机盖一样， 除部分孔特征外，其结构为对称结构。为减少在创建机盖中的工作量，应先建立对称结构的对称特性，而后使用镜像拷贝命令取得对称的特征。下面分步骤说明箱体机盖模型建立的主要过程。①取出前面建立箱体机座零件模型时，创建了机盖的下表面特征，并以命名，开始创建机盖零件的其他特征。选取机盖零件的下表面为草绘平面。在草绘平面绘制箱盖凸台的草绘图。选取拉伸命令，选取草绘边界，将实体向一方拉伸 50，建立上机盖孔特征。②创建上机盖特征 1 选取刚建立的凸台以及孔特征的内表面为草绘平面，以草绘平面的边界基准，在草绘平面绘制三个直径为 198、198、260的圆和圆的切线；三圆的圆心距为了 162。建立Section,选取Extrude命令，将Section向一端拉伸8，向另一端拉伸 110，得到上机盖的特征 1。③创建上机盖特征 2 选取上一步建立的机盖特征 1的内侧面为草绘平面，在草绘平面上，利用 Offset 命令将两个圆弧及切线向草绘平面边界相关拷贝 8，建立Section。选取Extrude命令的Cut选项，切去厚度为 110的材料，得到上机盖特征2（上机盖空腔）。④创建上机盖筋特征 选取上机盖内侧表面为草绘平面，在草绘平面上，利用Offset 命令将两个竖直边界线内相关位置拷贝 2，绘制相关的圆和直线，并标注相关尺寸。选取 Extrude命令，拉伸厚度为 7.5，得到上机盖筋特征。⑤创建上机盖观察孔特征 选取上面建立的上机盖特征 1的一斜面的上顶面为草绘平面，在草绘平面上，利用 Offset 命令将左竖直边界线向内相关偏置拷贝15、85、100，将上水平边界线向内相关偏置拷贝 17、32，绘制直径为6的圆，在草图上作 R15、R5的圆角，并标注尺寸。建立 Section，选取Extrude命令，拉伸厚度为 2.5；而后再将观察孔向内根除 8的材料，得到上机盖的观察孔特征。⑥建立机盖轴承座的特征 选取机盖箱体下表面为草绘平面，在草绘平面上利用Offset命令偏置草绘，标注相关尺寸，建立Section。选取旋转命令，利用刚才建立的Section，使用Cut选项，旋转180°选取旋转命令，既可创建机盖轴承孔特征。然后再以同样的平面为草绘平面，在草绘平面上利用 Offset命令偏置草绘，把刚才建立的轴承孔边界偏移20，标注相关尺寸，建立Section，使用protrude选项，旋转180°建立机盖轴承座的特征。同理，可以建立其他的机盖轴承座特征。⑦建立箱体机盖的修饰特征 由于到此，箱体机盖的主要特征已创建完毕，所以接下来建立箱体机盖的修饰特征。在机盖轴承座的凸台左右处创建 R16的圆角特征。机盖内侧建立

R6的倒角特征。在轴承孔建立

2×45°倒角特征。⑧建立机盖轴承座上开

8的孔

选取机盖侧面为草绘平面，在草绘平面上，以机盖轴承座的特征在机盖侧面上的圆心为圆心，分别以 R50、R50、R46为半径画圆；分别在所画的圆上画 8的圆（在R50上要绘制3个，在R46上只绘制2个），标注相关的尺寸，建立Section。选取Extrude命令，选取Cut切除材料，一共得到10为孔深为15的孔特征。⑨进行镜像拷贝，完成机盖建模 选取镜像拷贝命令，镜像拷贝前面建立的所有特征，以内表面为镜像平面，选择 KeepBoth选项，完成特征的镜像拷贝。结果如图4.2、4.3所示。并将机座建模放入 Seat文件柜中，以备后用。图4.2 箱盖的实体造型图 1图4.3 箱盖的实体造型图 2双环减速器的虚拟装配及运动模拟5.1装配的基本原理及步骤零件之间的装配关系，实际上就是零件之间的位置约束关系。一个复杂机械的装配模型可以看作由多个子装配模型组成。因此，在创建大型的零件装配模型时，可以先创建若干个子装配模型，子装配完成后，再将各个子装配模型按照它们之间的相互位置关系进行装配。在此I-DEAS软件中的虚拟件就是零件或组件的图形，或者说是零件或组件的映像。注意：虚拟件不是零件的复制件。零件有几何信息，而虚拟件只有相对位置，它类似一个指针，指向保存在工作台、抽屉、标准库或共享库中的零件或组件。在I-DEAS软件中，装配部件是由零件的虚拟件而不是零件本身构成的。在装配部件中可以使用同一个零件的多个虚拟件。