行星齿轮减速器PROE建模与运动仿真毕业设计论文

PAGE62PAGE-目录TOC\o"1-2"\h\z\u行星齿轮减速器的PRO/E的建模与仿真 1摘要 1Abstract 3第一章绪论 61.1选题的依据、发展情况及其意义 61.2PRO/E行星齿轮的选题分析及设计内容 71.3主要的工作内容 7第二章NGW型行星轮减速器方案确定 81.1混合轮系的确定 81.2周转轮系部分的选择 81.3NGW型行星轮减速器方案确定 8第三章NGW型行星减速器结构设计 113.1基本参数要求与选择 113.2方案设计 113.3齿轮的计算与校核 12表3-3行星轮系的几何尺寸 243.4轴上部件的设计计算与校核 25第四章PRO/E的建模与运动仿真 344.1PRO/E简介 344.2行星轮减速器的PRO/E建模 364.3行星轮减速器的装配 384.4.减速器的传动运动仿真与分析 42第五章结论 50参考文献 51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TheDynamicSimulationofPlanetaryGearReducerBasedonPro/EAbstractPlanetarygearreducerasanimportanttransmissiondeviceisusedextensivelyinmachinery,constructionarea，whichhasthecharacteristicsofsmallvolume,lightweight,compactstructure,highefficiency,highspeedratioandsmoothmovement.Thedesignisbasedonthesefeaturesofplanetarygearforstructuredesign,andcarriesonthePRO/E3dmodelingandDynamicSimulation.First,adopttheschemethroughcomparingvarioustypesofplanetarygears’characteristics,Secondly,accordingtothecorrespondinginputpower、outputspeedandspeedgivethedesignoftransmissionandwholestructure.Finallycompleteitsthe3dmodelingbasedonPRO/E,thewholeassemblymodelandtransmissionpartofDynamicSimulation,andanalyzeitsmovement.Keywords:PlanetaryGearReducer、DynamicSimulation、3D-modeling、Assemble第一章绪论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。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。1.2PRO/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。第二章NGW型行星轮减速器方案确定1.1混合轮系的确定根据行星轮系可分为：定轴轮系、周转轮系、混合轮系、封闭行星轮系，因为混合轮系可以获得更大范围的传动比，实现多路传递、得到多速，所以选择择轮系为混合轮系，选第一级为周转轮系，第二级为定轴轮系。1.2周转轮系部分的选择周转轮系的类型很多，按其基本构件代号可分为2Z-X、3Z和Z-X-F三大类(其中Z—中心轮)。其他各种复杂的周转轮系，大抵可以看成这三类轮系的联合货组合机构。按传动机构中齿轮的啮合方式、又可分为许多传动形式，如NGW型、NW型、NN型、WW型、ZUWGW型、NGWN型、N型等（其中N—内啮合，W—外啮合，G—公用齿轮，ZU—锥齿轮）。其传动类型与传动特点如表1-1。1.3NGW型行星轮减速器方案确定NGW行星轮系由内外啮合和公用行星轮组成。结构简单、轴向尺寸小、工艺性好、效率高；然而传动比较小。但NGW性能多级串联成传动比打的轮系，这样便克服了淡季传动比较小的缺点。所以NGW型成为动力传动中应用最多、传递功率最大的一种行星传动，并根据所给的条件总的传动比为20，分配给周转轮系部分的传动比为5左右以及给定的电机功率为3KW。综合以上情况所以选定NGW型行星轮减速器。表1-1行星齿轮传动的类型与传动特点传动类型机构简图传动特性应用特点类组性传动比范围传动比推荐值传递功率KW2Z-X负号机构NGW1.13~13.7=2.7~9不限广泛地用于动力及辅助传动中，工作制度不限，可作为减速、增速和差速装置轴向尺寸小，便于串联多级传动，工艺性好NW1~50=5~25不限>7时，径向尺寸比NGW型小，可推荐采用工作制度不限NN1700一个行星轮时=30~100三个行星轮时<3040可用于短时、间断性工作制动力传动转臂X为从动时，当，大于某值后，机构自锁3Z负号机构NGWN500=20~100100结构很紧凑，适用于中小、功率的短时工作制传动工艺性差当a轮从动时，达到某值后机构会自锁，即0第三章NGW型行星减速器结构设计3.1基本参数要求与选择3.11基本参数要求电动机功率：3KW总传动比：16工作时间：15年（每年按300天计算，每天工作为12小时）3.12电动机的选择：根据工作功率与要求选择电动机为：YB2S-6各项参数为：额定功率：P=3KW转速：n=960r/min工作效率：=83%3.2方案设计3.21机构简图图3-1机构简图设计减速器的传动比为16，第一级为NGW行星轮部分，第二级为定轴部分3.22齿形及精度因属于低速运动，采用压力角=20的直齿轮传动，精度等级为6级。3.23齿轮材料及性能高速机太阳轮和行星轮采用硬齿面，以提高承载能力，减低尺寸，内齿轮用软齿面（便于切齿，并使道具不致迅速磨损变钝）。高速级部分采用软齿面。两级材料分别如表3-1。疲劳极限бHlim和бFlim查书【1】图10-20（c）、（d），10-21（d）、（e）选取，行星轮的бFlim是乘以0.7后的数值。表3-1齿轮材料及性能齿轮材料热处理бHlim(N/mm)бFlim(N/mm)加工精度太阳轮20CrMnTi渗碳淬火HRC58~6214003756级行星轮267.5内齿轮40Cr调质HB262~2866502757级小齿轮大齿轮45钢调质217~2555802903.24传动比分配根据传动要求分配第级与第级的传动比，第级传动比i=5,第二级传动比i=3.23.3齿轮的计算与校核3.3.1高速级部分1.配齿数按非变位传动要求选配齿数：选Za=19,由传动比条件可知：Y==519=95,为满足安装条件==C（3-1）Y=96,按书【5】式4-13（b）M===32（3-2）计算内齿轮和行星轮齿数Z=Y-Z=96-19=77=Z==77-19=29实际传动比：i=1+=1+=5.05（3-4）配齿结果：=19，Z=77，Z=29,i=5.052．初步计算齿轮主要参数（1）用【5】式（6-6）进行计算式中系数，、、K、如表3-2u=29/19,电动机效率，电机与输入轴间弹性柱销联轴器之间的效率为。则输入功率：=3则太阳轮的传递扭矩为T==(3-5)直齿轮算式系数，则太阳轮分度圆直径（3-6）表3-2接触强P度有关系数代号名称说明取值K使用系数查书【5】表6-5，轻微冲击1.25行星轮间载荷分配不均系数查书【5】表7-2行星架浮动，6级精度1.20K综合系数n=3,高精度，硬齿面1.80齿宽系数查书【5】表6-60.73.按弯强度曲初算模数m因为取和中的较小值=（3-7）则=293.25N/mm则齿数模数的出算公式为：（3-8）（3-5）查书【2】10-1取模数m=1.25mm.则取m=1.25,与初算结果接近，故取进行接触和弯曲疲劳强度校核计算几何尺寸计算：将分度圆、齿顶圆、齿根圆、齿宽列于表3-3表3-3高速级齿轮基本几何尺寸单位：mm齿轮分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽太阳轮23.752522.187520行星轮36.2537.534.687520内齿轮96.2597.594.687520表3-4接触强度有关系数代号名称说明取值算式系数直齿轮12.1行星轮间载荷分配系数1.3综合系数查【5】表6-4高精度1.6齿形系数查书【5】6-252.842.544．啮合效率计算由【5】表3-5中公式（1）知：转化为机构传动比：（3-9）则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,用式6-21计算其需用应力,式中的参数和数值如表3-4表3-4外啮合接触强度有关参数和系数代号名称说明取值使用系数按中等冲击查【5】表6-51.25动载系数6级精度，查【5】图6-5b1.01齿向载荷分布系数查书【4】图6-7（a）（b）（c）得=0.311.065齿间载荷分布系数查【4】表6-9，六级精度1行星轮间载荷分布系数行星架浮动，查【5】表7-21.20节点区域系数2.5弹性系数查【5】表6-17189.8重合度系数查【4】6-10得，0.90螺旋角系数直齿，=01分度圆上切向力685.7Nb工作齿宽17u齿数比1.526寿命系数按工作15年，每年工作300天，每天12小时计算，按【5】图6-18HRC=60,v=0.957,查【5】表8-101润滑油系数查【4】图6-171.03速度系数查【5】图6-20，0.95粗超度最小安全系数查【5】图6-211.01工作硬化系数内齿轮均为硬齿面，查【5】图6-221尺寸系数查【4】表6-151最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-221.25接触应力基本值（3-10）接触应力（3-11）许用接触应力:/= （3-12）故,接触强度通过齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳应力及许用应力用书【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齿向载荷分布系数1.054齿间载荷分布系数1行星轮载荷分布系数按【5】式7-431.3太阳轮齿形分配叙述x=0,z=19,查【5】6-252.84行星轮齿形分布系数x=0,,查【5】图6-252.54太阳轮应力修正系数查【5】图6-271.57太阳轮应力修正系数查【5】图6-271.72重合度系数查【5】式6-40，0.72弯曲寿命能够系数N>31试验齿轮应力修正系数按所给区域图取2太阳轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.96行星齿轮齿根圆角敏感系数查【5】图6-350.97齿根表面形状系数，查【5】图6-351.045最小安全系数按高可靠度，查【5】表6-81.6=1\*GB3①太阳轮：弯曲应力基本值：=（3-13）弯曲应力：=Y=（3-14）故<,弯曲强度通过=2\*GB3②行星轮=../bm=103.79N/mm=./===故<,弯曲强度通过（2）内啮合=1\*GB3①齿轮接触疲劳强度、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,=0.87,=1.03,=0.97,=1.11=Z（3-15）（3-16）=mm（3-17）故<=2\*GB3②齿根弯曲疲劳强度只需计算内齿轮，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：，，=0.683=1.02=1.045=（3-18）==(3-19)=./=(3-20)故<,弯曲强度通过3.32低速级部分设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及设计准则齿轮类型：选用直齿圆柱齿轮传动。精度等级：齿轮选用7级精度；压力角α=20°。材料选择：选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS；大齿轮材料为45，调质处理，硬度为240HBS。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)设计准则：按齿面接触强度设计。dⅡ-ⅢdⅢ-ⅣdⅣ-ⅤdⅤ-ⅥdⅥ-ⅦdⅦ-Ⅷ由齿面接触强度设计计算公式[1]进行试算，即：（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(3-33)=95.5×105×2.432／190.9=122176N•mm⑶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=189.8MPa1/2。⑹按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=585Mpa。⑺计算应力循环次数：N1=60n1jLh(3-34)=60×190.9×1×(15×300×2×12)=6.16×Ne=Nd／u=6.16×／3.2=1.925×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(3-35)=1.03×650／1.03=669.5[σH]e=KHNe.σHlime／SH(3-36)=1.11×580／1.03=643.8[σH]=Min([σH]1，[σH]2)=643.8设计计算⑴试算小齿轮分度圆直径ddt：⑵计算圆周速度v v=πddtnd／(60×1000)（3-37）=π×50.935×190.1／(60×1000)=0.507m/s⑶计算齿宽bb=Φdddt（3-38）=1×50.935=50.935mm⑷计算模数mtmt=ddt／zd（3-39）=50.935／20=2.547mm⑸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=1.42376⑹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)=56.865mm⑺计算模数mm=dd/zd(3-42)=56.865／20=2.84mm2.按齿根弯曲强度设计：由【1】式（10-5）得弯曲强度设计公式为(3-43)（1）确定公式内的各计算数值由，1）弯曲强度，。大齿轮弯曲强度极限2）由【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许应取弯曲疲劳安全系数4)计算载荷系数K=KAKvKFαKFβ(3-44)=1.25×1.02×1×1.34=1.709查齿形系数由【1】表10-5查得：YFa1=2.80、YFa2=2.264查取应力校正系数由【1】表10-5查得:YSa1=1.55、YSa2=1.7387)计算大、小齿轮的YFaYSa／[σF]，并加以比较：y1=YFa1YSa1／[σF]1(3-45)=2.8×1.55／361.43=0.01201y2=YFa2YSa2／[σF]2=2.264×1.738／271.43=0.02149y=0.01405（2）设计计算：=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算出小齿轮齿数大齿轮的齿数：3．几何尺寸计算1)中心距aa=(zd＋ze)m／２=(23＋74)×2.5／2=121.25mm2)计算大、小齿轮的分度圆直径d1、d2dd=zdm=23×2.5=57.5mmde=zem=74×2.5=185mm3)计算齿轮宽度bb=Φddd=1×57.5=57.55mm圆整后取b2=60mm，b1=60mm表3-3行星轮系的几何尺寸名称齿数模数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽太阳轮191.2523.7526.2533.12520行星轮291.2536.2538.7533.12520内齿轮771.2596.2598.7593.12520小齿轮232.557.562.551.2565大齿轮742.5185190178.75603.4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(为齿轮啮合效率)2..求齿轮上的力2.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,于是得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，则（3-47）按计算转矩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，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。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。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。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,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的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同时半联轴器的连接，选用平键为，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3,（3-47）,（3-48）代入数值可得：则截面C处的,代入数值可得，N（3-49）总弯矩：（3-50）（3-51）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，轴的计算应力(3-52)前已选定轴的材料为40Cr,调质处理，由【1】表15-1查得，，故<输入轴（齿轮轴）1．输入轴上的功率、转速、和转矩=2.465kw，=960r/min，=8.413N.m2．求作用在齿轮上的力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,于是得(3-53)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3-4所示图3-3齿轮轴的简图选滚动轴承型号为：6005(单位为mm)联轴器处键槽：中间轴1．输入轴上的功率、转速、和转矩kw，=190.1r/min，=122.176N.mm2．求作用在齿轮上的力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,于是得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3-5所示图3-5中间轴的简图选滚动轴承型号为：6005(单位为mm)行星轴1．输入轴上的功率、转速、和转矩kw，2.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,于是得（3-54）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(单位为mm)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<e2．初步计算当量动载荷p（3-55）按【1】表13-6，按式13-5，X=1,Y=0则：（3-56）=1.2=1818.924N3．验算6010的寿命，根据【1】式（13-5），，（深沟球轴承）（3-57）>,满足寿命要求。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符号尺寸关系数值箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度1.512箱座凸缘厚度b1,512底座凸缘厚度2.520地脚螺钉直径0.036a+1216地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径0.7512盖与座连接螺栓直径8轴承端盖螺钉直径(0.4-0.5)d8定位销直径d624201622`14外箱壁至轴承端面距离++（5-10）37箱盖、箱座肋厚77轴承端盖外径=D+(5-5.5)d312087第四章PRO/E的建模与运动仿真4.1PRO/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3DCAD/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／EngineerPro/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／ASSEMBLYPro/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/ENGINEERMechanismDynamicsPro/ENGINEERMechanismDynamics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、【拉伸】工具、【基准曲线】工具、【镜像】工具以及阵列工具等。参数的确定如图4-1所示2..参数关系的确定df=m*z-m*2.5db=m*z*cos(angle)d=m*zda=m*z+m*2D0=dfD1=dbD2=dD3=da图4-13..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/2theta=t*90x=r*cos(theta)+r*sin(theta)*theta*(pi/180)y=r*sin(theta)-r*cos(theta)*theta*(pi/180)z=0操作命令以及内齿轮的效果图如图4-2所示图4-24.22.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、【坐标系】约束、【对齐】约束、【插入】约束、【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图4-31.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口中，同时系统弹出添加元件操作控制面板单击按钮，弹出【放置】上滑面板，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，打开“right-shaft-asm”文件，装配方法与“left-shaft-asm”的装配方法类似。装配完成后高速级装配体如图4-5所示图4-54.32低速级的装配体图4-64.33总装图的装配体图4-74.34去箱盖后的装配体图4-84.35总装图的分解视图图4-94.4.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】工具、【基准轴】工具、【添加元件】工具、定义齿轮副工具、【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4-101选择【新建】对话框，选择新建类型为【组件】，取消【使用缺省模板】选项框，选择模板为【mmms_asn_design】,单击确定按钮，创建一个新的转配文件。2．选择【基准平面】工具，弹出基准平面对话框。选择【基准平面】对话框。选择基准面ASM-RIGHT,在【基准平面】对话框中定义偏距为121.25，图4-11由ASM-RIGHT偏移创建了一个基准面ADTM1，如图4-11所示。3．选择基准轴工具，弹出基准轴对话框，同时依次选取基准平面ASM-RIGHT、ASM-FRONT,单击【基准轴】对话框中的【确定】按钮，在两基准面相交的位置创建一条基准轴，按同样的方法选择ADM1、ASM-FRONT平面，创建另一基准轴如图所示。4.选择【添加元件】工具，打开“right-high-gear.prt”文件，小齿轮模型被添加到主窗口，同时系统弹出元件操作控制面板，选择连接方式为【销钉】连接，如图所示。接着单击【放置】按钮，弹出【放置】上滑面板，如图所示。系统提示首先定义【销钉】连接的【轴对齐】选项，依次选择前面创建的基准轴AA-1与小此轮的轴线GEAR-AXIS,如图所示。完成平移选项定义，单击确定完成小齿轮的放置及销钉连接定义，如图4-12所示图4-125..再次选择【添加元件】工具，打开“low-speed-gear.prt”文件，大齿轮模型被添加到主窗口，同时系统弹出元件操作控制面板，选择连接方式为【销钉】连接，接着单击【放置】按钮，弹出【放置】上滑面板，依次选择前面创建的基准轴AA-2与大齿轮的轴线GEAR-AXIS,如图4-13所示。完成轴对齐选项定义，接着再依次选择装配模型的基准面ASM-FRONT与大齿轮的DTM5。完成平移选项的定义，单击按钮完成大齿轮的放置及销钉连接定义。图4-136..选择【应用程序】/【机构】菜单命令，打开机构运动仿真模块。选择【定义齿轮副】工具，弹出【齿轮副定义】对话框，采用默认的名称及传动类型，首先定义齿轮1,选择如图4-14所示的销钉连接为齿扭动轴，并定义齿轮1的的节圆直径为57.5,再选择销钉连接为齿轮2的运动轴，并定义齿轮2的节圆直径为185，完成齿轮副的定义。4-147．选择定义【伺服电动机】工具，弹出【伺服电动机定义】的对话框，选择销钉连接作为运动轴，完成后【伺服电动机】对话框如图如图4-15所示，单击轮廓选项卡，将参数由【位置】改为【速度】，并定义速度值为常数为55，如图所示，单击【确定】按钮，完成电动机的定义。图4-158．选择【机构分析】工具，弹出【分析定义】对话框，采用默认的设置，单击【运行】按钮，齿轮开始运动，4.42总传动部分运动仿真与分析1.运动仿真行星轮的总体运动仿真，与单个的一对齿轮的操作命令基本类似，总的传动包括七对齿轮副的的定义：分别为三个行星齿轮与齿轮轴、内齿轮的六对啮合，以及低速级间一对齿轮的啮合。如图所示：图4-16（1）定义好7对齿轮副的运动关系后，选择定义【伺服电动机】工具，弹出【伺服电动机定义】的对话框，选择输入轴为运动轴，完成后【伺服电动机】对参数由【位置】改为【速度】，并定义速度值为常数为32。（2）．选择【机构分析】工具，弹出【分析定义】对话框，将【分析定义】【类型】中【位置】改为【运动学】选项，并将【终止时间】改为120单击【运行】按钮，齿轮开始运动，运动完成后，点击【确定】按钮。（3）.选择【测量】工具，弹出【测量结果】对话框，选择新建按钮，建立太阳轮、小齿轮、大齿轮的位置、速度、加速度项目，都以各齿轮的分度圆为值处的X分量加以分析，并重新命名。分别为：大齿轮BA（加速度）、BS（位置）、BV（速度），小齿轮：LA(加速度、)LS（位置）、LV（速度），太阳轮：SA（加速度）、SS（位置）、SV（速度）。按照命名2.运动分析选择AnalysisDefinition21,分三组分别对三不同齿轮的位置、速度、加速度进行分析，如图4-17所示图4-17（1）位置分析图4-18浅绿色线BS(大齿轮位置)：，则=(大齿轮分度圆直径)墨绿色线LS(小齿轮位置)：，则==57.5(小齿轮分度圆直径)蓝色线SS(太阳轮轮位置)：，则==23.75mm(小齿轮分度圆直径)(2)速度分析图4-19运动仿真中定义的电机运动转速为：n=360deg/s,即60r/min蓝色线SV(太阳轮速度)：实际转速：根据图上速度，按比例转化为运动仿真速度为930r/min，与实际速度960r/min接近墨绿色线LS(小齿轮速度)：转化为运动仿真速度为185r/min,与实际速度190r/min速度接近浅绿BV(大齿轮速度)：转化为运动仿真速度为57r/min，与实际速度59.4r/min相接近第五章结论结束语此次的毕业设计，作为我学生生涯最任重而道远的一课，给我提供了极好的机遇与严峻的考验。通过此次设计，不仅让我对大学四年所学习的知识，有一个全新的认识与巩固，尤其是在软件学习这个领域，有很大的提升，而且培养了自己的耐性坚忍不拔的精神。在此次毕业设计期间，首先要感谢的是我的指导老师xxx博士，因为在他的悉心指导与敦促下我才能够顺利的完成设计任务，同时让我也感受到了他谦逊的人格魅力;在此，我也要感谢我们的班主任xxx老师，她就像我们的母亲一样给予我们各方面的指导与关怀。其次，我要感谢的就是学长xx同学，在我遇到许多难题的时候，因为他不厌其烦的指导，才把许多难题得以解决。最后，我特别要感谢的就是寝室那些与我共同奋战的兄弟们，因为与他们的交流中，让我学到了许多我所不能及的知识，让我深深地体会到“团结就是力量”这句话的精髓，团队协作的魅力之处。XXX2010年6月1号PAGE62参考文献［1］濮良贵，纪良贵.机械设计第八版[M].北京：高等教育出版社，2005.［2］孙桓，陈作模.机械原理第七版[M].北京：高等教育出版社，2005.［3］吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育出版社，2006.［4］尧振刚.行星齿轮传动设计[M].北京，化学化学工业出版社，2003.［5］马从谦，陈自修.渐开线行星齿轮传动设计[M].北京，机械工业出版设计，1987［6］葛正浩，杨芙莲.Pro/ewildfire3.0机构运动仿真与动力分析[M].北京:化学工业出版社，2008.［7］葛正浩，杨芙莲.Pro/e机构设计与运动仿真[M].北京：化学工业出版社，2007.附录附录1：英文原文PlanetaryGearsIntroductionTheTamiyaplanetarygearboxisdrivenbyasmallDCmotorthatrunsatabout10,500rpmon3.0VDCanddrawsabout1.0A.Themaximumspeedratiois1:400,givinganoutputspeedofabout26rpm.Fourplanetarystagesaresuppliedwiththegearbox,two1:4andtwo1:5,andanycombinationcanbeselected.Notonlyisthisagooddriveforsmallmechanicalapplications,itprovidesanexcellentreviewofepicyclegeartrains.Thegearboxisaverywell-designedplastickitthatcanbeassembledinaboutanhourwithveryfewtools.ThesourceforthekitisgivenintheReferences.Let'sbeginbyreviewingthefundamentalsofgearing,andthetrickofanalyzingepicyclicgeartrains.EpicyclicGearTrainsApairofspurgearsisrepresentedinthediagrambytheirpitchcircles,whicharetangentatthepitchpointP.Themeshinggearteethextendbeyondthepitchcirclebytheaddendum,andthespacesbetweenthemhaveadepthbeneaththepitchcirclebythededendum.Iftheradiiofthepitchcirclesareaandb,thedistancebetweenthegearshaftsisa+b.Intheactionofthegears,thepitchcirclesrollononeanotherwithoutslipping.Toensurethis,thegearteethmusthaveapropershapesothatwhenthedrivinggearmovesuniformly,sodoesthedrivengear.Thismeansthatthelineofpressure,normaltothetoothprofilesincontact,passesthroughthepitchpoint.Then,thetransmissionofpowerwillbefreeofvibrationandhighspeedsarepossible.Wewon'ttalkfurtheraboutgearteethhere,havingstatedthisfundamentalprincipleofgearing.IfagearofpitchradiusahasNteeth,thenthedistancebetweencorrespondingpointsonsuccessiveteethwillbe2πa/N,aquantitycalledthecircularpitch.Iftwogearsaretomate,thecircularpitchesmustbethesame.Thepitchisusuallystatedastheration2a/N,calledthediametralpitch.Ifyoucountthenumberofteethonagear,thenthepitchdiameteristhenumberofteethtimesthediametralpitch.Ifyouknowthepitchdiametersoftwogears,thenyoucanspecifythedistancebetweentheshafts.Thevelocityratiorofapairofgearsistheratiooftheangularvelocityofthedrivengeartotheangularvelocityofthedrivinggear.Bytheconditionofrollingofpitchcircles,r=-a/b=-N1/N2,sincepitchradiiareproportionaltothenumberofteeth.Theangularvelocitynofthegearsmaybegiveninradians/sec,revolutionsperminute(rpm),oranysimilarunits.Ifwetakeonedirectionofrotationaspositive,thentheotherdirectionisnegative.Thisisthereasonforthe(-)signintheaboveexpression.Ifoneofthegearsisinternal(havingteethonitsinnerrim),thenthevelocityratioispositive,sincethegearswillrotateinthesamedirection.Theusualinvolutegearshaveatoothshapethatistolerantofvariationsinthedistancebetweentheaxes,sothegearswillrunsmoothlyifthisdistanceisnotquitecorrect.Thevelocityratioofthegearsdoesnotdependontheexactspacingoftheaxes,butisfixedbythenumberofteeth,orwhatisthesamething,bythepitchdiameters.Slightlyincreasingthedistanceaboveitstheoreticalvaluemakesthegearsruneasier,sincetheclearancesarelarger.Ontheotherhand,backlashisalsoincreased,whichmaynotbedesiredinsomeapplications.Anepicyclicgeartrainhasgearshaftsmountedonamovingarmorcarrierthatcanrotateabouttheaxis,aswellasthegearsthemselves.Thearmcanbeaninputelement,oranoutputelement,andcanbeheldfixedorallowedtorotate.Theoutergearistheringgearorannulus.Asimplebutverycommonepicyclictrainisthesun-and-planetepicyclictrain,showninthefigureattheleft.Threeplanetarygearsareusedformechanicalreasons;theymaybeconsideredasoneindescribingtheactionofthegearing.Thesungear,thearm,ortheringgearmaybeinputoroutputlinks.Ifthearmisfixed,sothatitcannotrotate,wehaveasimpletrainofthreegears.Then,n2/n1=-N1/N2,n3/n2=+N2/N3,andn3/n1=-N1/N3.Thisisverysimple,andshouldnotbeconfusing.Ifthearmisallowedtomove,figuringoutthevelocityratiostaxesthehumanintellect.Attemptingthiswillshowthetruthofthestatement;ifyoucanmanageit,youdeservepraiseandfame.Itisbynomeansimpossible,justinvoved.However,thereisaveryeasywaytogetthedesiredresult.First,justconsiderthegeartrainlocked,soitmovesasarigidbody,armandall.Allthreegearsandthearmthenhaveaunityvelocityratio.Thetrickisthatanymotionofthegeartraincancarriedoutbyfirstholdingthearmfixedandrotatingthegearsrelativetooneanother,andthenlockingthetrainandrotatingitaboutthefixedaxis.Thenetmotionisthesumordifferenceofmultiplesofthetwoseparatemotionsthatsatisfiestheconditionsoftheproblem(usuallythatoneelementisheldfixed).Tocarryoutthisprogram,constructatableinwhichtheangularvelocitiesofthegearsandarmarelistedforeach,foreachofthetwocases.Thelockedtraingives1,1,1,1forarm,gear1,gear2andgear3.Armfixedgives0,1,-N1/N2,-N1/N3.Supposewewantthevelocityrationbetweenthearmandgear1,whengear3isfixed.Multiplythefirstrowbyaconstantsothatwhenitisaddedtothesecondrow,thevelocityofgear3willbezero.ThisconstantisN1/N3.Now,doingonedisplacementandthentheothercorrespondstoaddingthetworows.WefindN1/N3,1+N1/N3,N1/N3-N1/N2.Thefirstnumberisthearmvelocity,thesecondthevelocityofgear1,sothevelocityratiobetweenthemisN1/(N1+N3),aftermultiplyingthroughbyN3.Thisisthevelocityratioweneedfor