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1、目录行星齿轮减速器的PRO/E的建模与仿真1摘要1Abstract3第一章 绪论61.1选题的依据、发展情况及其意义61.2 PRO/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81.3 NGW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344.1 PRO/E简介344.2行星轮减速器的PRO/E建模364.
2、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
3、、装配、三维建模The Dynamic Simulation of Planetary Gear ReducerBased on Pro/EAbstractPlanetary 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 rat
4、io 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 inpu
5、t 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 、Ass
6、emble X X 大 学 毕业论文（设计）鉴定意见 学号： 姓名： 专业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 页 图 表 张论文（设计）题目：行星减速器ProE建模与仿真 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，
7、并对其运动进行分析。本设计的主要工作内容如下1根据行星减速器结构，解读其工作原理；2. 按照分解后的结构，在ProE环境下进行关键部件的建模；3. 根据行星减速器结构，在ProE环境下进行部件装配；4对装配后的行星减速器整机进行运动学仿真分析。指导教师评语指导教师： 年 月 日答辩简要情况及评语答辩小组组长： 年 月 日答辩委员会意见答辩委员会主任： 年 月 日第一章 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
8、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ProE环境下，对圆柱直齿轮建立了精确的参数化模型。通过定义
9、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
10、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。 1.2 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
11、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
12、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、
13、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。1.3 NGW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
14、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
15、于串联多级传动，工艺性好NW150= 525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=30100三个行星轮时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 行星轮 =./bm=103.79N/mm =./ =.=故,弯曲强度通过（2）内啮合 齿轮接触疲劳强度、仍用【5】式（6-19）、
16、（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 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= 20。
17、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=uzd= 3.220= 64 (3-21)5） 设计准则：按齿面接触强度设计。d- d- d- d- d- d-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 试选Kt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩Td= 95.5105Pdn1 (3-33)= 95.51052.432190.9= 122176 Nmm 选取齿宽系数d= 1。 查得区域系数ZH= 2.49457。 查得
18、材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPa1/2。 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1= 650 MPa；小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2= 585 Mpa。 计算应力循环次数：N1=60 n1j Lh (3-34)=60190.91(15300 212)= 6.16Ne= Ndu= 6.163.2= 1.925 根据Nd、Nd，选取接触疲劳寿命系数KHNd= 1.03；KHNe= 1.11。 选取失效概率为0.01；接触强度安全系数SH= 1.03。 计算接触疲劳许用应力：Hd= KHNdHlimdSH (3-35)=1.036501.03=669.5He= KHNe .H
19、limeSH (3-36)=1.115801.03= 643.8H = Min(H1，H2)= 643.81） 设计计算 试算小齿轮分度圆直径ddt： 计算圆周速度vv = ddt nd(601000) （3-37）= 50.935190.1(601000)= 0.507 m/s 计算齿宽bb = dddt （3-38） = 150.935= 50.935 mm 计算模数mtmt = ddtzd （3-39） = 50.93520=2.547 mm 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
20、荷分配系数KH = 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KH = 1.419；故载荷系数K为K=KAKvKHKH ( 3-40) = 1.251.0211.419= 1.42376 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 计算模数mm=dd/zd (3-42) = 56.86520= 2.84 mm2. 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
21、曲疲劳许应取弯曲疲劳安全系数4)计算载荷系数K = KAKvKFKF (3-44) = 1.251.0211.34= 1.7095） 查齿形系数由【1】表10-5查得：YFa1= 2.80、YFa2= 2.2646） 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YFa YSaF，并加以比较：y1 = YFa1 YSa1F1 (3-45) = 2.81.55361.43= 0.01201y2 = YFa2 YSa2F2 = 2.2641.738271.43= 0.02149y = 0.01405（2）设计计算：=2.475（3-4
22、6）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 = (zdze) m = (2374)2.52= 121.25 mm2) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1、d2dd = zd m = 232.5 =57.5 mm de = ze m = 742.5=185 mm3) 计算齿轮宽度bb = ddd = 157.5= 57.55 mm圆整后取b2 = 60
23、mm，b1 = 60 mm 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
24、是得轴的输出最小直径显然是安装联轴器的直径d-,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d=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-轴端有段需制造出轴肩，故-段，d-=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-段的长度
25、应该L1略短一些，现取L-=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d-=d-=50mm,而L-=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d-=56。2） 取安装齿轮出的轴段-的直径d-=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L-=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d-=64mm 。轴环宽度取10mm。3） 轴承端盖的总宽度为2
26、1mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定),取L-=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,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。
27、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.
28、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
29、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 ,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
