防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì)
防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì),防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì),防爆,有軌,運(yùn)輸,牽引,機(jī)車,變速箱,設(shè)計(jì)
陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文題 目:防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì)院.系(部):陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院專業(yè)班級(jí):機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)05專升本理工班姓 名:鄒虎指導(dǎo)教師:日 期:二零零八年五月陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院畢 業(yè) 任 務(wù) 書一、 題目:防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì)二、指導(dǎo)思想和目的要求:1、指導(dǎo)思想:本次對(duì)機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì)是適應(yīng)了當(dāng)前形勢的需要,它以柴油作為燃料,投資少,效率高,可靠性高,也是一代環(huán)保產(chǎn)品;它結(jié)構(gòu)簡單,緊湊;工作靈活,方便,適應(yīng)范圍廣。2、目的要求:此機(jī)車的變速箱與其它汽車的變速箱不同點(diǎn)是:a) 其它汽車的變速箱一般只有一個(gè)后退擋;b) 軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車前進(jìn)擋和后退擋基本相同,速度差不多。防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車的變速箱是以防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī)作動(dòng)力,通過帶傳動(dòng)將高速傳入變速箱。高轉(zhuǎn)速在變速箱里通過撥叉使不同齒數(shù)齒輪合理相嚙合,從而使變速箱的輸出轉(zhuǎn)速達(dá)到前行33.2 km/h,6.58 km/h和后行33.2 km/h, 6.58 km/h的不同轉(zhuǎn)速。三、主要技術(shù)指標(biāo):1、動(dòng)力裝置:防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī) 功 率:18馬力(換算為13.4226 kw) 額定轉(zhuǎn)速:2200 rpm 啟動(dòng)方式:電動(dòng)或手動(dòng)2、變速方式:機(jī)械式手控變速 3、驅(qū)動(dòng)方式:高速級(jí)為帶傳動(dòng)(傳動(dòng)比為i1=D2/D1=228/132=1.727)經(jīng)變速箱后由鏈輪驅(qū)動(dòng),鏈輪傳動(dòng)比為i3=Z2/Z1=17/13=1.307 4、車輪直徑:D=300 mm5、牽引車速度:前行 33.2 km/h、6.58 km/h 后行 33.2 km/h、6.58 km/h四:進(jìn)度與要求:1、資料收集與查閱;2、設(shè)計(jì)方案的擬訂:應(yīng)結(jié)構(gòu)緊湊,操作方便靈活,力求創(chuàng)新;3、變速箱的設(shè)計(jì)與計(jì)算;4、裝配圖與零件圖的繪制;5、編寫設(shè)計(jì)說明書;6、提交資料:設(shè)計(jì)說明書一份,設(shè)計(jì)圖紙;7、答辯五:主要參考書及參考資料:1 .機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo),作者:清華大學(xué)曹金榜等,機(jī)械工業(yè)出版社,1987年5月于北京第一版,第一次印刷;2 . 機(jī)械設(shè)計(jì),邱宣懷,郭可謙等編,高等教育出版社,1989年10月第3版; 3 . CJ-12型礦用柴油牽引機(jī)車使用,浙江省探礦機(jī)械廠。4 .機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)及課程設(shè)計(jì),許高艷主編,中國地質(zhì)大學(xué)出版社1989年12月第一版;5 . 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)圖冊(cè),哈兒濱工業(yè)大學(xué)龔 義,潘沛霖主編,高等教育出版社1989年5月第三版;6 .機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書,第二版,龔義主編,高等教育出版社出版,1990年4月第二版;7 .拖拉機(jī)地盤結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖冊(cè),吉林工業(yè)大學(xué),北京農(nóng)機(jī)學(xué)院,洛陽農(nóng)機(jī)學(xué)院,湖北農(nóng)機(jī)學(xué)院,鎮(zhèn)江農(nóng)機(jī)學(xué)院,河北工學(xué)院合編,機(jī)械工業(yè)出版社出版,1976年12月北京第一版;8 .機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),第1卷,第2卷,第3卷/成大先主編,3版,北京,化學(xué)工業(yè)出版社,1997年7月;9 . 材料力學(xué),劉鴻文主編,高等教育出版社第三版;10.機(jī)械原理,孫恒,陳作模主編,西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編,高等教育出版社,1996年5月第5版;函 授 站: 陜西理工學(xué)院陜飛函授站 班 級(jí): 05 級(jí) 專 業(yè): 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 學(xué) 生: 鄒 虎 指導(dǎo)教師: 目 錄1. 機(jī)車的用途,特點(diǎn)及主要技術(shù)參數(shù)-1-1.1 機(jī)車的用途-2-1.2 機(jī)車的特點(diǎn)-2-1.3 機(jī)車的主要技術(shù)參數(shù)-2-2 變速箱傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)-4-2.1 傳動(dòng)方案的擬訂-4-2.2 齒數(shù)選擇與傳動(dòng)比的分配-4-2.3 機(jī)車牽引速度計(jì)算-7-2.4 變速箱各軸最大功率計(jì)算-7-2.5 變速箱各軸最大扭矩計(jì)算-8-2.6 幾何尺寸計(jì)算-8-2.7 各齒輪傳動(dòng)的受力分析-9-3 變速箱主要傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)與校核-9-3.1 齒輪的設(shè)計(jì)與校核-9-3.2 齒輪的校核-10-3.3 前進(jìn)擋Z1Z21齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-11-3.4 前進(jìn)1擋Z31Z41齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-17-3.5 前進(jìn)2擋Z32Z42齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-24-3.6 前進(jìn)檔Z23Z33齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-30-3.7 后退擋Z1惰輪Z5齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-37-3.8 后退擋惰輪Z5Z22齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-43-3.9 后退檔Z23Z33齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-50-3.10 后退1擋Z31Z41齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-56-3.11 后退2擋Z32Z42齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告-63-4 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核-69-4.1 傳動(dòng)軸材料的選取-69-4.2 初步計(jì)算軸徑-70-4.3 軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核-70-4.4 平鍵的強(qiáng)度計(jì)算-76-5 軸承的選擇與壽命計(jì)算-78-5.1 確定四根軸的軸承-78-5.2 軸承的壽命計(jì)算及校核-78-6 潤滑與密封-81-6.1 軸承的潤滑與密封-81-6.2 齒輪的潤滑-81-7 檔位控制設(shè)計(jì)-82-8 結(jié)束語-84-參考文獻(xiàn)-85-摘 要本次對(duì)機(jī)車變速箱的設(shè)計(jì)是適應(yīng)了當(dāng)前形勢的需要,它以柴油作為燃料,投資少,效率高,可靠性高,也是一代環(huán)保產(chǎn)品;它結(jié)構(gòu)簡單,緊湊;工作靈活,方便,適應(yīng)范圍廣。此機(jī)車的變速箱與其它汽車的變速箱不同點(diǎn)是:a) 其它汽車的變速箱一般只有一個(gè)后退擋;b) 軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車前進(jìn)擋和后退擋基本相同,速度差不多。防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車的變速箱是以常州S195M型18馬力的防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī)作動(dòng)力,通過帶傳動(dòng)將高速傳入變速箱。高轉(zhuǎn)速在變速箱里通過撥叉使不同齒數(shù)齒輪合理相嚙合,從而使變速箱的輸出轉(zhuǎn)速達(dá)到前行33.2 km/h,6.58 km/h和后行33.2 km/h, 6.58 km/h的不同轉(zhuǎn)速。本設(shè)計(jì)分為七個(gè)主要方面,依次對(duì)機(jī)車的特點(diǎn)、傳動(dòng)方案、齒輪、軸、軸承、潤滑及它的變速的實(shí)現(xiàn)作了詳細(xì)的設(shè)計(jì)。另外,還包括裝配圖的設(shè)計(jì)、零件圖的設(shè)計(jì)和相關(guān)的設(shè)計(jì)說明書。關(guān)鍵詞:機(jī)械;防爆;變速箱;齒輪嚙合;撥叉題目類型:工程設(shè)計(jì)類 工程技術(shù)研究類 軟件開發(fā)類陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院陜西理工學(xué)院成人教育學(xué)院1 機(jī)車的用途,特點(diǎn)及主要技術(shù)參數(shù)科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展,社會(huì)所需求機(jī)械產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)越來越合理,其性能和效率要求也越來越高。因此,為了適應(yīng)國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展的需求,提高生產(chǎn)效率,在運(yùn)輸系統(tǒng)上對(duì)運(yùn)輸工具相應(yīng)的提出了高性能,高技術(shù),高效率的要求。能源是國民經(jīng)濟(jì)的命脈。就我國煤炭系統(tǒng)目前發(fā)展的狀況而言,在煤礦運(yùn)輸中有三種運(yùn)輸類型:有軌運(yùn)輸、無軌運(yùn)輸和皮帶運(yùn)輸。而有軌運(yùn)輸以其效率高、安全性好等優(yōu)點(diǎn)在煤礦業(yè)中得到較廣泛的使用。在目前有軌運(yùn)輸中作為動(dòng)力系統(tǒng)的有三種形式:礦井電力、蓄電池和柴油機(jī)。而以防爆柴油機(jī)作為動(dòng)力的軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車以其特有的防爆安全和大功率的特點(diǎn)作為有軌運(yùn)輸?shù)闹髁?。雖然防爆柴油機(jī)軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車目前已在某些礦井使用,但并未普及,而象此次設(shè)計(jì)功率18馬力的牽引機(jī)車目前還未開發(fā)生產(chǎn)。所以,此設(shè)計(jì)可以說填補(bǔ)了國內(nèi)空白。設(shè)計(jì)軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車的變速箱,就是為了解決過去運(yùn)輸牽引機(jī)車變速復(fù)雜,變速范圍小,效率低等問題。該軌道運(yùn)輸牽引技術(shù)的變速箱的工作原理是,防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力,通過帶傳動(dòng)將高轉(zhuǎn)速傳入變速箱。高轉(zhuǎn)速在變速箱里通過撥叉使不同齒數(shù)齒輪合理相嚙合,從而使變速箱的輸出轉(zhuǎn)速達(dá)到前行33.2 km/h、6.58 km/h和后行33.2 km/h、 6.58 km/h的不同轉(zhuǎn)速。變速箱是軌道牽引機(jī)車的主要組成部分,同時(shí)變速箱又是由許多不同的部分組成,其中包括一根傳入軸、二根傳遞軸、一根輸出軸和一根惰輪軸、十個(gè)圓柱齒輪和三個(gè)撥叉,此外,還有變速箱殼體、軸承等其他零件。裝備此次設(shè)計(jì)變速箱的軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車一般選用常州S195M型18馬力柴油機(jī)作為動(dòng)力。牽引機(jī)車上的照明、喇叭信號(hào)及蓄電池充電都是由柴油機(jī)帶動(dòng)直流發(fā)電機(jī)發(fā)電來供給的。本牽引機(jī)車功率大,燃料消耗率低。此外,機(jī)車還具有催化器及水洗箱兩極凈化裝置。本次設(shè)計(jì)的變速箱在速度上具有前行和后行共4種不同的速度,使機(jī)車在不同的情況下采用不同的擋位。所以,此軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車具有節(jié)能、高效、方便、污染少、變速廣、適用面寬等優(yōu)點(diǎn),可以廣泛推廣生產(chǎn)使用。但目前這種具有該設(shè)計(jì)變速箱的機(jī)車正處于研究開發(fā)階段。隨著各種技術(shù)的完善,此種大功率牽引機(jī)車的前景一定輝煌!1.1 機(jī)車的用途就我國目前而言,此種機(jī)車有其非常重要的作用,應(yīng)說是填補(bǔ)了一項(xiàng)空白,我國目前還沒有此類型號(hào)的牽引機(jī)車。它使用于廣大廠礦企業(yè)的貨物、能源、資料、產(chǎn)品等的運(yùn)輸。1.2 機(jī)車的特點(diǎn)此機(jī)車的設(shè)計(jì)適應(yīng)了當(dāng)前形勢的需要,它以柴油作為燃料,投資少,效率高,可靠性高,也是一代環(huán)保產(chǎn)品;它結(jié)構(gòu)簡單,緊湊;工作靈活,方便,適應(yīng)范圍廣。此機(jī)車的變速箱與其它汽車的變速箱不同點(diǎn)是:a) 其它汽車的變速箱一般只有一個(gè)后退擋;b) 軌道運(yùn)輸牽引機(jī)車前進(jìn)擋和后退擋基本相同,速度差不多。1.3 機(jī)車的主要技術(shù)參數(shù)(1) 動(dòng)力裝置:防爆柴油發(fā)動(dòng)機(jī) 功 率:P=18 馬力 額定轉(zhuǎn)速:n=2200 rpm(2) 高速級(jí)帶傳動(dòng)傳動(dòng)比為 i1=D2/D1=228/132=1.727 經(jīng)變速箱后有鏈輪驅(qū)動(dòng),鏈傳動(dòng)比為 i3=Z2/Z1=17/13=1.307(3) 車輪直徑: D=300 mm(4) 牽引車速度:前進(jìn) 33.2 、6.58 km/h 后退 33.2 、6.58 km/h(5) 防爆柴油機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩: T = Td = 9.55106 P/n=9.5510618/2200 nmm T = Td = 0.07813636364 nmm 即: T = Td = 78.14103 nmm(6) 變速箱的輸入轉(zhuǎn)速: n1 = n / i1 = 2200/1.727 rpm n1 = 1273.88535032 rpm 即: n1 = 1274 rpm(7) 變速箱輸入軸扭矩: TI = Td01i1 = 78.141030.951.727 nmm TI = 128.200391103 nmm 即: TI = 128.20103 nmm2 變速箱傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)方案的擬訂主變速傳動(dòng)系從動(dòng)力機(jī)到主軸,通常為降速傳動(dòng),接近動(dòng)力機(jī)的傳動(dòng)件轉(zhuǎn)速較高,傳遞的扭矩較小,尺寸小一些;反之,靠近主軸的傳動(dòng)件轉(zhuǎn)速較底,傳遞的扭矩較大,尺寸就較大。因此在擬訂主變速傳動(dòng)系時(shí),應(yīng)盡可能將傳動(dòng)副較多的變速組安排在前面,傳動(dòng)副數(shù)少的變速組放在后面。這符合傳動(dòng)副前多后少原則。在設(shè)計(jì)主變速傳動(dòng)時(shí),還應(yīng)盡可能做到變速組的傳動(dòng)順序與擴(kuò)大順序相一直。此外,變速組的降速要前慢后快,中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過動(dòng)力機(jī)的轉(zhuǎn)速。上述原則在設(shè)計(jì)主變速傳動(dòng)系時(shí)一般應(yīng)該遵循,也要根據(jù)具體情況加以靈活運(yùn)用。防爆型有軌運(yùn)輸牽引機(jī)車變速箱為四軸式,具有前行、后行各兩種速度。由于變速箱能以較少的齒輪數(shù)獲得較多的擋位數(shù)和較大的變速范圍,并且變速箱體積較小,所以選用空間型組成式變速箱。擬訂傳動(dòng)方案,包括傳動(dòng)型式的選擇以及開停、換向、制動(dòng)、操縱等整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的確定。為了使?fàn)恳龣C(jī)車得到適當(dāng)?shù)能囁僖栽鰪?qiáng)運(yùn)輸能力,選擇變速級(jí)數(shù)為兩級(jí),牽引車便有前行、后行各兩個(gè)擋位。在-軸間采用滑移齒輪,在-軸間采用雙聯(lián)滑移齒輪。2.2 齒數(shù)選擇與傳動(dòng)比的分配由動(dòng)力機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)軸的轉(zhuǎn)速nw,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia = nm/nw總傳動(dòng)比為各級(jí)傳動(dòng)比i0 = i1i2i3in傳動(dòng)比分配得合理,可以減小傳動(dòng)裝置的外廓尺寸、重量,達(dá)到結(jié)構(gòu)緊湊、降低成本的目的,還可以得到較好的潤滑條件。分配傳動(dòng)比主要應(yīng)考慮以下幾點(diǎn):(1) 各級(jí)傳動(dòng)比均應(yīng)在推薦范圍內(nèi)選取,不得超過最大值。各種傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用值參見設(shè)計(jì)手冊(cè)(課程設(shè)計(jì)手冊(cè)P8頁2-1表)。(2) 各級(jí)傳動(dòng)零件應(yīng)做到尺寸協(xié)調(diào),結(jié)構(gòu)勻稱,避免相互間發(fā)生碰撞或安裝不便。(3) 盡量使傳動(dòng)裝置的外廓尺寸緊湊或重量較小。(4) 在變速箱中,各級(jí)齒輪都應(yīng)得到充分潤滑。高速級(jí)帶傳動(dòng)傳動(dòng)比為 i1=D2/D1=228/132=1.727經(jīng)變速箱后有鏈輪驅(qū)動(dòng),鏈傳動(dòng)比為 i3=Z2/Z1=17/13=1.307(5)由于發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定轉(zhuǎn)速多在1500rpm以上,目前20002500rpm較多,并有提高的趨勢。所以,變速箱的多數(shù)擋為減速檔,傳動(dòng)比大于1,個(gè)別升速擋的傳動(dòng)比不宜小于0.8單對(duì)齒輪的傳動(dòng)比不宜小于0.6,以避免齒輪轉(zhuǎn)速過高而增大輪齒上的載荷和增加攪油損失。(6)要保證拖拉機(jī)工作速度范圍,使變速箱各檔傳動(dòng)比能“拉的開”距離。(7)為了減少零部件的尺寸和質(zhì)量,應(yīng)降低零部件的載荷。為此,應(yīng)盡量使前級(jí)部件的傳動(dòng)比減小,而使最終傳動(dòng)的傳動(dòng)比增大。所以變速箱的傳動(dòng)比以較小為益。綜合考慮以上各因素制定了以下的傳動(dòng)比分配方案:表1 變速箱傳動(dòng)比分配-前進(jìn)擋Z21/Z1模數(shù)3Z22/Z1模數(shù)3Z33/Z23模數(shù)4Z41/Z31模數(shù)5Z42/Z32模數(shù)5Z5/Z1模數(shù)3總傳動(dòng)比70/3061/2254/1840/3230/301擋2.333332.77273319.40909092擋2.333332.772731.258.08712121后退擋Z22/Z165/301擋2.166672. 77273318.02272732擋2.166672. 772731.257.5094697帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=1.727鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比i=1.3072.3 機(jī)車牽引速度計(jì)算ni=n/I前進(jìn)后退變速箱總傳動(dòng)比1擋2擋1擋2擋19.40909098.0871212118.02272737.5094697帶傳動(dòng)傳動(dòng)比1.7271.7271.7271.727鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比1.3071.3071.3071.307發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速2200機(jī)車輪軸轉(zhuǎn)速50.2168609120.520466354.0796964129.79127機(jī)車行駛速度3.013011667.2312279763.244781787.78747632.4 變速箱各軸最大功率計(jì)算 kw按前行1擋鏈傳動(dòng)效率0.95帶傳動(dòng)效率0.957級(jí)齒輪傳動(dòng)效率0.97發(fā)動(dòng)機(jī)功率KW13.42261擋時(shí)各級(jí)傳動(dòng)比2.3333333332.7727272732擋時(shí)各級(jí)傳動(dòng)比2.3333333332.772727271.25變速箱1軸功率12.751472軸功率12.24523663軸功率11.75910074軸功率11.29226442.5 變速箱各軸最大扭矩計(jì)算 N.mm按前行1擋發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩58266.28641擋時(shí)1軸轉(zhuǎn)速1273.885351軸扭矩95594.582722軸轉(zhuǎn)速545.9508642軸扭矩216362.40563軸轉(zhuǎn)速196.9003123軸扭矩581916.52444軸轉(zhuǎn)速65.63343734軸扭矩1693377.0862.6 幾何尺寸計(jì)算齒數(shù)模數(shù)分度圓直徑中心距齒寬齒頂圓直徑齒根圓直徑齒形角全齒高Z130390150209682.5206.75Z2170321020216202.5206.75Z22653195與Z5142.520201187.5206.75Z232248816635967820899Z336142443525223420899Z31185721803580622011.24Z4154527035280257.52011.24Z3232516018035170147.52011.24Z4240520035210187.52011.24惰輪Z530390與Z190209682.5206.752.7 各齒輪傳動(dòng)的受力分析Z21/Z1Z33/Z23Z41/Z31Z42/Z32惰輪與Z1Z22與惰輪mm分度圓直徑9088721609090N.mm各軸扭矩95594.5827216362.4056581916.5244581916.524495594.58392726.74524圓周力FtN2T/d2124.324064917.32739916164.34797273.9565552124.32412060.594339徑向力FrN2T/d*tg20773.2539581789.9071735883.8226362647.720186773.25396750.05633933 變速箱主要傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)與校核3.1 齒輪的設(shè)計(jì)與校核齒輪設(shè)計(jì)要考慮以下幾個(gè)方面:(1)齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)性能方面:噪聲低、振動(dòng)小、傳動(dòng)效率高。(2)承載能力方面:具有所要求的強(qiáng)度和工作壽命,或在規(guī)定壽命下的可靠度。(3)工藝性方面:能采用容易得到的刀具加工,齒輪參數(shù)與刀具參數(shù)相協(xié)調(diào)。(4)經(jīng)濟(jì)性方面:在保證使用性能和耐久性的條件下,加工和使用成本低。所選齒輪一般不產(chǎn)生根切既Zmin17,齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚一般取5mm,齒輪的齒寬b=mn,齒寬系數(shù)的選擇與齒面硬度、齒向精度和支承剛度有關(guān),它直接影響輪齒的承載能力。對(duì)于變速箱齒輪=57,低檔齒輪取大值,高擋取小值。3.2 齒輪的校核拖拉機(jī)圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法及有關(guān)系數(shù)的特點(diǎn),拖拉機(jī)圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法,是在國家標(biāo)準(zhǔn)GB348083漸開線圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法的基礎(chǔ)上,結(jié)合拖拉機(jī)齒輪的具體情況,參照ISO/DP6336車輛圓柱齒輪承載能力計(jì)算方法標(biāo)準(zhǔn),吸取國內(nèi)外齒輪設(shè)計(jì)、制造和使用中的最近技術(shù)和積累的經(jīng)驗(yàn)而提出來的。其基本公式為:(1) 接觸應(yīng)力公式:(2) 彎曲應(yīng)力公式:3.3 前進(jìn)擋Z1Z21齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告、齒輪設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù) 1. 傳遞功率 P 12.62 (kW) 2. 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 94.63 (N.m) 3. 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1 1273.89 (r/min) 4. 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2 545.95 (r/min) 5. 傳動(dòng)比 i 2.33 6. 預(yù)定壽命 H 28000 (小時(shí)) 7. 原動(dòng)機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 8. 工作機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 、齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式和布置形式 1. 結(jié)構(gòu)形式 閉式 2. 齒輪1布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較小) 3. 齒輪2布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較小) 、材料及熱處理 1. 齒面類型 硬齒面 2. 熱處理質(zhì)量要求級(jí)別 MQ 3. 齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HRC) 接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(H1) 1186 (N/mm2) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F1) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F1) 1.40 4. 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HBS) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F2) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40 彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 (F2) 470 (N/mm2) 、齒輪基本參數(shù)(mm)- 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 模 數(shù) m 3.00 2. 齒 數(shù) z 30 70 3. 變位系數(shù) x 0.00 0.00 4. 總變位系數(shù) x 0.00 5. 齒 寬 B 20.00 20.00 6. 齒寬系數(shù) d 0.22 0.10 7. 分度圓直徑 d 90.00 210.00 8. 齒頂圓直徑 da 95.99 215.99 9. 齒根圓直徑 df 82.50 202.50 10. 基圓直徑 db 84.57 197.34 11. 節(jié)圓直徑 d 90.00 209.99 12. 齒 頂 高 ha 3.00 3.00 13. 齒 根 高 hf 3.75 3.75 14. 全 齒 高 h 6.75 15. 齒 數(shù) 比 u 2.33 16. 標(biāo)準(zhǔn)中心距 A 150.00 17. 實(shí)際中心距 A 150.00 18. 中心距變動(dòng)系數(shù) y -0.002 19. (端面)嚙合角 20.00 (度) 20. 齒高變動(dòng)系數(shù) y 0.002 21. 齒頂壓力角 a 28.23 23.99 (度) 22. 端面重合度 a 1.73 23. 縱向重合度 b 0.00 24. 總重合度 1.73 25. 分度圓弦齒厚 s 4.71 4.71 26. 分度圓弦齒高 h 3.06 3.02 27. 固定弦齒厚 sc 4.16 4.16 28. 固定弦齒高 hc 2.24 2.24 29. 公法線跨齒數(shù) K 3 8 30. 公法線長度 Wk 23.40 69.36 -、接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果和參數(shù) . 齒輪1接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H1 1091.64 (N/mm2) . 齒輪2接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H2 1091.64 (N/mm2) . 接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力H 904.51 (N/mm2) 滿足 . 齒輪1彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F1 469.68 (N/mm2) . 齒輪1彎曲強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 284.47 (N/mm2) 滿足 . 齒輪2彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F2 469.68 (N/mm2) . 齒輪2接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 275.47 (N/mm2) 滿足 1. 圓 周 力 Ft 2102.92 (N) 2. 齒輪線速度 V 6.00 (m/s) 3. 使用系數(shù) Ka 1.75 4. 動(dòng)載系數(shù) Kv 1.27 5. 齒向載荷分布系數(shù) KH 1.18 6. 綜合變形對(duì)載荷公布的影響 Kbs 1.05 7. 安裝精度對(duì)載荷分布的影響 Kbm 0.13 8. 齒間載荷分布系數(shù) KH 1.10 9. 安裝處理方法 一般 10. 是否修形齒輪 0 11. 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh 2.49 12. 材料的彈性系數(shù) ZE 189.80 13. 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Ze 0.87 14. 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zb 1.00 15. 重合、螺旋角系數(shù) Z 0.87 16. 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn 1.00 17. 是否允許有一定量的點(diǎn)蝕 1 18. 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr 0.97 19. 潤滑油粘度(50度) 120.00 20. 工作硬化系數(shù) Zw 1.00 21. 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx 1.04 22. 齒向載荷分布系數(shù) KF 1.18 23. 齒間載荷分布系數(shù) KF 1.10 24. 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Ye 0.68 25. 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yb 1.00 26. 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Y 0.68 27. 復(fù)合齒形系數(shù) Yfs 4.11 3.98 28. 應(yīng)力校正系數(shù) Ysa 1.62 1.75 29. 壽命系數(shù) Yn 1.00 1.00 30. 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr 0.95 0.95 31. 齒根表面狀況系數(shù) Yrr 1.00 1.00 32. 尺寸系數(shù) Yx 1.03 1.03 33. 載荷類型 對(duì)稱循環(huán)載荷 34. 齒根表面粗糙度 Rz16m 、齒輪精度- 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 第一組精度 7 7 2. 第二組精度 7 7 3. 第三組精度 7 7 4. 上偏差 F F 5. 下偏差 H H -、檢驗(yàn)項(xiàng)目- 項(xiàng) 目 名 稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 齒距累積公差 Fp 0.05121 0.07348 2. 齒圈徑向跳動(dòng)公差 Fr 0.03979 0.04960 3. 公法線長度變動(dòng)公差 Fw 0.03097 0.03708 4. 齒距極限偏差 fpt() 0.01603 0.01716 5. 齒形公差 ff 0.01213 0.01363 6. 一齒切向綜合公差 fi 0.01690 0.01847 7. 一齒徑向綜合公差 fi 0.02271 0.02428 8. 齒向公差 F 0.01189 0.01189 9. 切向綜合公差 Fi 0.06333 0.08710 10. 徑向綜合公差 Fi 0.05571 0.06944 11. 基節(jié)極限偏差 fpb() 0.01507 0.01613 12. 螺旋線波度公差 ff 0.01690 0.01847 13. 軸向齒距極限偏差 Fpx() 0.01189 0.01189 14. 齒向公差 Fb 0.01189 0.01189 15. x方向軸向平行度公差 fx 0.01189 0.01189 16. y方向軸向平行度公差 fy 0.00595 0.00595 17. 齒厚上偏差 Eup -0.06414 -0.06864 18. 齒厚下偏差 Edn -0.12828 -0.13728 19. 中心距極限偏差 fa() 0.03150 -3.4 前進(jìn)1擋Z31Z41齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告、齒輪設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù) 1. 傳遞功率 P 11.64 (kW) 2. 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 564.57 (N.m) 3. 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1 196.90 (r/min) 4. 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2 65.63 (r/min) 5. 傳動(dòng)比 i 3.00 6. 預(yù)定壽命 H 28000 (小時(shí)) 7. 原動(dòng)機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 8. 工作機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 、齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式和布置形式 1. 結(jié)構(gòu)形式 閉式 2. 齒輪1布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較大) 3. 齒輪2布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較大) 、材料及熱處理 1. 齒面類型 硬齒面 2. 熱處理質(zhì)量要求級(jí)別 MQ 3. 齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HRC) 接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(H1) 1186 (N/mm2) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 0.99 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F1) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F1) 1.40 4. 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HBS) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F2) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40 彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力 (F2) 457 (N/mm2) 、齒輪基本參數(shù)(mm)- 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 模 數(shù) m 5.00 2. 齒 數(shù) z 18 54 3. 變位系數(shù) x 0.00 0.00 4. 總變位系數(shù) x 0.00 5. 齒 寬 B 35.00 35.00 6. 齒寬系數(shù) d 0.39 0.13 7. 分度圓直徑 d 90.00 270.00 8. 齒頂圓直徑 da 99.99 279.99 9. 齒根圓直徑 df 77.50 257.50 10. 基圓直徑 db 84.57 253.72 11. 節(jié)圓直徑 d 90.00 269.99 12. 齒 頂 高 ha 4.99 4.99 13. 齒 根 高 hf 6.25 6.25 14. 全 齒 高 h 11.24 15. 齒 數(shù) 比 u 3.00 16. 標(biāo)準(zhǔn)中心距 A 180.00 17. 實(shí)際中心距 A 179.99 18. 中心距變動(dòng)系數(shù) y -0.001 19. (端面)嚙合角 20.00 (度) 20. 齒高變動(dòng)系數(shù) y 0.001 21. 齒頂壓力角 a 32.24 25.02 (度) 22. 端面重合度 a 1.65 23. 縱向重合度 b 0.00 24. 總重合度 1.65 25. 分度圓弦齒厚 s 7.84 7.85 26. 分度圓弦齒高 h 5.17 5.05 27. 固定弦齒厚 sc 6.94 6.94 28. 固定弦齒高 hc 3.73 3.73 29. 公法線跨齒數(shù) K 2 6 30. 公法線長度 Wk 23.40 84.97 -、接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度校核結(jié)果和參數(shù) . 齒輪1接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H1 1291.41 (N/mm2) . 齒輪2接觸強(qiáng)度許用應(yīng)力H2 1291.41 (N/mm2) . 接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力H 1284.41 (N/mm2) 滿足 . 齒輪1彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F1 456.00 (N/mm2) . 齒輪1彎曲強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 401.07 (N/mm2) 滿足 . 齒輪2彎曲強(qiáng)度許用應(yīng)力F2 456.00 (N/mm2) . 齒輪2接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力F 357.21 (N/mm2) 滿足 1. 圓 周 力 Ft 12546.49 (N) 2. 齒輪線速度 V 0.93 (m/s) 3. 使用系數(shù) Ka 1.75 4. 動(dòng)載系數(shù) Kv 1.01 5. 齒向載荷分布系數(shù) KH 1.00 6. 綜合變形對(duì)載荷公布的影響 Kbs 1.08 7. 安裝精度對(duì)載荷分布的影響 Kbm 0.14 8. 齒間載荷分布系數(shù) KH 1.00 9. 安裝處理方法 一般 10. 是否修形齒輪 1 11. 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh 2.49 12. 材料的彈性系數(shù) ZE 189.80 13. 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Ze 0.89 14. 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zb 1.00 15. 重合、螺旋角系數(shù) Z 0.89 16. 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn 1.09 17. 是否允許有一定量的點(diǎn)蝕 1 18. 潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr 0.97 19. 潤滑油粘度(50度) 120.00 20. 工作硬化系數(shù) Zw 1.00 21. 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx 1.02 22. 齒向載荷分布系數(shù) KF 1.00 23. 齒間載荷分布系數(shù) KF 1.00 24. 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Ye 0.71 25. 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yb 1.00 26. 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Y 0.71 27. 復(fù)合齒形系數(shù) Yfs 4.49 4.00 28. 應(yīng)力校正系數(shù) Ysa 1.54 1.72 29. 壽命系數(shù) Yn 1.00 1.00 30. 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr 0.95 0.95 31. 齒根表面狀況系數(shù) Yrr 1.00 1.00 32. 尺寸系數(shù) Yx 1.00 1.00 33. 載荷類型 對(duì)稱循環(huán)載荷 34. 齒根表面粗糙度 Rz16m 、齒輪精度- 項(xiàng)目名稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 第一組精度 7 7 2. 第二組精度 7 7 3. 第三組精度 7 7 4. 上偏差 F F 5. 下偏差 H H -、檢驗(yàn)項(xiàng)目- 項(xiàng) 目 名 稱 齒輪 1 齒輪 2 1. 齒距累積公差 Fp 0.05121 0.08211 2. 齒圈徑向跳動(dòng)公差 Fr 0.04259 0.05621 3. 公法線長度變動(dòng)公差 Fw 0.03097 0.03945 4. 齒距極限偏差 fpt() 0.01783 0.01940 5. 齒形公差 ff 0.01413 0.01638 6. 一齒切向綜合公差 fi 0.01918 0.02146 7. 一齒徑向綜合公差 fi 0.02521 0.02738 8. 齒向公差 F 0.01370 0.01370 9. 切向綜合公差 Fi 0.06533 0.09848 10. 徑向綜合公差 Fi 0.05963 0.07869 11. 基節(jié)極限偏差 fpb() 0.01676 0.01823 12. 螺旋線波度公差 ff 0.01918 0.02146 13. 軸向齒距極限偏差 Fpx() 0.01370 0.01370 14. 齒向公差 Fb 0.01370 0.01370 15. x方向軸向平行度公差 fx 0.01370 0.01370 16. y方向軸向平行度公差 fy 0.00685 0.00685 17. 齒厚上偏差 Eup -0.07134 -0.07759 18. 齒厚下偏差 Edn -0.14268 -0.15518 19. 中心距極限偏差 fa() 0.03600 -3.5 前進(jìn)2擋Z32Z42齒輪設(shè)計(jì)結(jié)果報(bào)告、齒輪設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù) 1. 傳遞功率 P 11.64 (kW) 2. 傳遞轉(zhuǎn)矩 T 564.22 (N.m) 3. 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1 196.90 (r/min) 4. 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2 157.60 (r/min) 5. 傳動(dòng)比 i 1.25 6. 預(yù)定壽命 H 28000 (小時(shí)) 7. 原動(dòng)機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 8. 工作機(jī)載荷特性 中等振動(dòng) 、齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式和布置形式 1. 結(jié)構(gòu)形式 閉式 2. 齒輪1布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較大) 3. 齒輪2布置形式 非對(duì)稱布置(軸剛性較大) 、材料及熱處理 1. 齒面類型 硬齒面 2. 熱處理質(zhì)量要求級(jí)別 MQ 3. 齒輪 1 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HRC) 接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(H1) 1186 (N/mm2) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H1) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F1) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F1) 1.40 4. 齒輪 2 的材料及熱處理 材料名稱 40Cr 熱處理 表面淬火 硬度范圍 4855(HRC) 硬度取值 52 (HBS) 接觸強(qiáng)度安全系數(shù) S(H2) 1.10 彎曲強(qiáng)度極限應(yīng)力 b(F2) 337 (N/mm2) 彎曲強(qiáng)度安全系數(shù) S(F2) 1.40 彎曲強(qiáng)度許OPTIMUM DESIGN OF MULTISPEED GEARBOXES AND MODELING OF TRANSMISSION COMPONENTS Prof. dr Boidar Rosi, dr Aleksandar Marinkovic, Mr Aleksandar VenclAbstract: By applying the optimum design in the field of gear transmission design it is possible to define the optimal relations between the parameters of the complete gear transmission, and of each transmission stage separately. This paper presents a one criterion procedure for gear transmission optimization and multicriterion optimization procedure for each transmission stage. Second part of the paper is focused on modeling of cylindrical gears that are common used machine elements and main parts of gear transmissions. These models are made using part and assembly design module in CATIA V5R11 software. On the end of paper some applications of models in finite elements analysis and optimization are also described 。Keywords: optimum design, multistage gearbox, computer added design, gears modeling, CATIA1. Introduction:Concept from optimization and decision theory can play an important role in all stages the design process. The optimizing design theory applying and methodology will be illustrated on a multispeed gearbox example. Gearboxes present a very important group of machine members, which are utilized in a great number of engineering fields and which must satisfy very rigorous technical requirements regarding reliability, efficiency, precise manufacturing of gears, bearing, etc. In addition, the latest achievements in the fields of technology and testing of the preciseness of manufacturing gears, bearings, etc., have been applied to the manufacturing process. The development of the computer technology,together with the corresponding computer programs (Auto CAD, Solid Works, CATIA, etc.), have very quickly found their place in the development of the expert system for gearbox design at a high technical level. Thus, it can freely be said nowadays that the gearbox design is no longer a “routine job”, which in most cases based upon the designers experience and knowledge. This paper demonstrates the application of a nonlinear multicriteria optimization method, with the purpose to build such a powerful method as a module into the gearbox design expert system. The introduction of some criteria considering the desirable performances, combined with high quality gearbox component modeling represents a significant step towards the reality of a gear train model. 2. Gearbox decomposition Gearboxes represent complex mechanical systems that can be decomposed into the corresponding number of gears with corresponding interaction. This means that the procedure for multistage gearbox optimization can also be carried out through the corresponding number of stages. During the first optimization stage, characterized by comparatively small number variables, the distribution of transmission ratio per gearbox stages is defined from the conditions of the minimal volume of the gear sets. During the second stage, the multicriteria optimization problem is solved by introducing a greater number of criteria which represent the essential gearbox performances. Thereby, it is necessary to satisfy the restrictions from the following aspects: load distribution, stresses, kinematics and correct conjugate gear action. The target function for multistage gearbox representing the volume of the gear sets can be written in the form the following relation 1:f(x) = 0.25d13jI(1+uI2)+jIId32/d12jI(1+uII2)+.) (1)where:uI, uII the transmission ration for particular transmission stages of multistage gearbox; d1, d3 diameters of kinematics circles of the driver gears; j=b/d1 ratio of width of the gear and diameter of the driver gear kinematics circle. For the target function stated, it is also necessary to define the functional restrictions from the standpoint of the surface strength for the first stage of gearing, which can be written in the following form: G(x)=Z(2KT1)/d13 (U1+1)/U1SH1/SH (2)and, from the standpoint of the volume strength:g(x)=KY(2T1)/(1d12m1) f1/SF(3)In the exactly analogous way, the functional restrictions from the standpoint of the surface and volume strength for other transmission stages of gearboxes are determined. Commencing from the technical requirement concerning the transmission ratio of a gearbox, it is also necessary to determine the functional restriction in the form of the equation: h1(x)=u-u1u2u3u(n)=0 (4)Basing upon the determined target function and the restrictions, it can be noticed that this problem belongs to the field of nonlinear optimization with the restrictions in the form of inequalities. For the solution of this problem, the computer program SUMT, based on the mixed penalty functions, has been applied. Fig. 1 shows a graphic representation of the results of the computer program SUMT. Basing upon the section of the corresponding functions, the domains of the optimum transmission ratios for the multistage gearboxes are defined in the following way: Figure.1: The relation between the volume of gear trainand overall gear ratio.To complete this analysis of decomposed gearbox, here are added a pair of restrictions in the form of inequalities, based on stress restrictions:- tooth gear stress for I stage gear - tooth-root gear stress for II stage gearBased on gear stress relations the value of gear module is determinated:- for contact stress - for contact stress Fig. 2 shows graphical interpretation of relations (7) and (8) in function of tooth number Z1. Upper of two lines on the Fig. 2 presents values of gear module determinated on contact stress and lower one for values determinated on tooth-root stress. The lines and admissible space on Fig. 2. indicate that contact stress relation for gear module (7) is prior and is to be used for gear dimensions dermination. Figure. 2: Diagram of module values up to tooth number3. Gears modelingGears are very important machine elements today and they are common used in different kinds of gearboxes and transmissions.Especially cylindrical gears are most applicable because of their very high efficiency and not complicated production. Modeling of cylindrical gears is very important process in machine design, as for making real model of gearbox, such for gear and transmission structure analysis and optimization. Last years this process can be done very fast and qualitative using new software tools such as CATIA. This software is very complex, but some main modules like Part design and Assembly design are in use for cylindrical gear modeling. The main problem in any gears modeling is to define a real gear tooth and after that to import it into gear body making. Cylindrical gears modeling consists of several phases, depends from gear body and kind of its production: The first phase of gear modeling is definition and making real involute gear teeth profile. The second phase, in case of cutting or pressed gear body, is to use Part design CATIA module to make gear body. The third phase, only in case of welding way made gear body, is to use Assembly design module to connect all its parts. All this phases consists of several operations and it will be described separately in followed chapters. Every chapter gives principal facts of general modeling, some special operations with advantages of using CATIA software in gears modeling and examples of different cylindrical gears that are modeled. In analysis of internal and external gear profiles there are four different lines in one pitch, which defines complete profile of gear. So there are the involute profile arc, profile foot circle arc, addendum circle arc and trochoid arc as a connection 4. In analytic-kinematics way for profile definition is to define a lot of restrictions and constrains for setting parameter equations each of this profile arcs and angles. After some matrix transformations matrix parameter equation for contact line of engaged gear tooth profiles can be de-terminated. Based on this analytic-kinematics model computer program is developed to define points of gear profiles 5. Gears modeling is very useful and important, as to make real gear transmission simulation, so for lot of other analysis. Different software tools are in use today for machine design and machine elements modeling, as ACAD, Mechanical Desktop, Pro Engineer and last years Solid Works, CATIA etc.But it can be seen that gear modeling (especially internal gears) with real profiles is more complicated compared with modeling of all other machine elements. Here will be presented the possibilities of cylindrical gears modeling using CATIA V5R11 software. Depends of production way and form of gear body it is possible to use Part design module or Assembly design module of CATIA software. For designing simplest cylindrical gear (flat) first step is to define correct sketch, where involute profile tooth coordinates (from first phase) should be imported. After that designer can apply Sketch based features (Create pad), to get cuted gear model as is shown at Fig. 3. Figure 3: Simplest model of cylindrical gearOne step forward is designing a press made gear body, that could be modeled by rotating scatch made figure, or like simulation of production process. On Fig. 4 it is given a gear model made also by using scatch and few Sketch-Based, Dress-Up and Transformation Features. Presented gears are common in use and they have an external involute profile. But in some cases, like planetary gear train designing, it is necessary to make a model of internal profiled gear. For this purpose designer has to calculate a new table with involute profile coordinates, by using external gear as a tool for making internal profile. After that properly sketch and other features as for other cylindrical gears modeling has to be used.Figure 4: Press made model of cylindrical gearAssembly design is another module in CATIA which is in use in aim to complete all parts and standard elements that are already modeled in Part or Shape design modules. Besides that it is possible to insert new bodies in existing assembly and also to do Boolean Operations between bodies if it is necessary. These Boolean operations between bodies are Assemble Bodies, Intersect Bodies, Add Bodies, Remove Bodies, Trim Bodies, Remove Lumps, etc. The best sample of using Assembly design is cylindrical gear made by welding number of separated elements. It means that this type of gear consists of many elements that are modeled in Part design. The main part is outer plate with involute profiles that are welded with central cylinder with two circle plates and six stiffeners at both sides (Fig. 5). Figure 5: Cylindrical gear made by weldingA gear modeling is very significant because of many applications that could be done: After completing assembly it is possible to do kinematics simulations, using another CATIA module DMU. Internal and external gears models can be used for solving a lot of problems in mechanical engineering, such as structural analysis, contact pressure between corresponding gears and also thermal and many other analyses 8. A typical example for this could be following structural analysis made using finite element method, where Fig. 6 shows gear model made of 77633 tetrahedrons which makes 18965 nodes. Figure 7: Gear model in form of finite element netStress values (Fig. 7) represent critical constructive points where gear is high loaded which could be also very useful in design and optimization process and procedure.Figure 7: Stress values of loaded gear model calculated in structural analysis4. ConclusionThe paper represents a brief illustration of a wider study undertaken with the aim of building the powerful multicriteria optimization methods into the expert system for gearbox design. It points out the necessity of decomposition multistage gearboxes as complex mechanical systems. In the way, the gearboxes optimization procedure is also carried out through the corresponding number of stages. In this first optimization stage, the domains of the practical application of gearboxes are defined, whereas, during the second stage, the multicriteria optimization problem is solved.To resume the point of this modeling part of paper, here could be said that it presents only a brief of cylindrical gears modeling possibilities in CATIA software. Besides presentation of modeling in Part and Assembly design modules, at the end of this paper it is to add that CATIA is powerful and today may by completest design software in engineering with wide range of applications.References:1 RosiB, 1993.: Parameter Investigation and Optimization of Planetary Gear Train Transmission, Ph.D Thesis, Mechanical Engineering Faculty, University of Belgrade 2 Arora J.S, 1989.: Introduction to optimum design, McGrawHill Book Company, New York 3 RosiB., MarinkoviA.: Planetary gear transmission as a tribosystem: Efficiency calculation and simulation, TG Jahres Symposium, Wien, November 2003. 4 Colbourne, J. R., 1987: The geometry of Involute gears, Springer-Verlag, New York 5 RosiB., Rinkovec B., MarinkoviA., PavloviN.: The analytical-kinematics method for definition of internal cylindric gears,Yugoslav Conference “IRMES 2002”, Faculty of Mechanical Engineering Srpsko Sarajevo, Jahorina BIH, September 2002, Proceedings, pp. 625-630. 6 RosiB.: Planetary gear trains, Monography, Faculty of Mechanical Engineering, University of Belgrade, edited in year 2003. 7 RosiB., MarinkoviA., Vencl , 2004.: Cylindrical Gears modeling using CATIA software,4th International Conference “RADMI 04“, Zlatibor, Serbia and Montenegro, August- September 2004., Proceedings on CD, pp. 73-77. 8 RosiB., MarinkoviA., Vencl , 2004.: Modeling and Structural Optimization of Cylindrical Gears construction profiles,Yugoslav Conference “IRMES 04”, Faculty of Mechanical Engineering Kragujevac, Kragujevac, September 2004, Proceedings, pp. 173-178. 英文文獻(xiàn)中文翻譯多速變速箱的優(yōu)化設(shè)計(jì)傳動(dòng)部件的建模博日達(dá)爾洛賽克教授,亞歷山大馬林科維奇博士,亞歷山大溫瑟主席摘要: 通過應(yīng)用優(yōu)化設(shè)計(jì)中的齒輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)領(lǐng)域,可以分別定義每個(gè)傳輸級(jí)的完整齒輪傳動(dòng)裝置的參數(shù)之間的最佳關(guān)系,并且。本文提出了一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)程序,齒輪傳動(dòng)優(yōu)化和多標(biāo)準(zhǔn)優(yōu)化程序?yàn)槊總€(gè)傳輸階段。紙張的第二部分被集中在圓柱齒輪是常用的機(jī)械元件和齒輪傳動(dòng)裝置的主要部分的建模。這些模型使用的部分,并在CATIA V5R11軟件的裝配設(shè)計(jì)模塊進(jìn)行。對(duì)底紙的有限元分析和優(yōu)化模型的一些應(yīng)用程序也有所說明。關(guān)鍵字:多級(jí)變速箱的優(yōu)化設(shè)計(jì),計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì),齒輪,建模,CATIA1、簡介優(yōu)化與決策理論的概念是所有階段的設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要的過程。將用一個(gè)多速變速箱來舉例說明優(yōu)化設(shè)計(jì)的理論和應(yīng)用方法。變速箱是重要組機(jī)器部件,它涉及了大量工程研究領(lǐng)域,同時(shí)它必須滿足非常嚴(yán)格的技術(shù)要求以達(dá)到其可靠性,效率,精密制造的齒輪,軸承等,此外,在該領(lǐng)域的最新研究技術(shù)和嚴(yán)謹(jǐn)?shù)臏y試制造已應(yīng)用于齒輪,軸承等的制造過程。計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展,與相應(yīng)的計(jì)算機(jī)程序(Auto CAD,Solid Works,CATIA,等),很快被發(fā)并用于研發(fā)高級(jí)的減速器設(shè)計(jì)系統(tǒng)。因此,變速箱的設(shè)計(jì)不再被看做是一個(gè)“日常工作”,而是設(shè)計(jì)者經(jīng)驗(yàn)和知識(shí)的結(jié)晶。本文演示的應(yīng)用非線性多目標(biāo)優(yōu)化方法,以目的建立這樣一個(gè)強(qiáng)大的方法,當(dāng)一個(gè)模塊在變速箱設(shè)計(jì)專家系統(tǒng)。簡介一些標(biāo)準(zhǔn)考慮到理想的性能,結(jié)合高質(zhì)量齒輪箱部件模型是對(duì)現(xiàn)實(shí)的一個(gè)重要步驟一個(gè)齒輪火車模型。1 變速箱分解變速箱表示復(fù)雜的機(jī)械系統(tǒng)可以分解成相應(yīng)的與相應(yīng)的交互齒輪數(shù)。這意味著對(duì)于多級(jí)變速箱的程序優(yōu)化也可以通過進(jìn)行相應(yīng)數(shù)量的階段。在第一個(gè)優(yōu)化階段,特點(diǎn)是比較小的變量數(shù),傳動(dòng)比的分配每箱的階段是在定義的條件該齒輪體積最小集。在第二階段,多目標(biāo)優(yōu)化問題的求解通過引入更多的標(biāo)準(zhǔn)表示的基本的變速箱性能。從而,必須滿足的限制以下幾個(gè)方面:負(fù)荷分布,應(yīng)力,運(yùn)動(dòng)學(xué)正確的共軛齒輪的行動(dòng)。多級(jí)變速箱的目標(biāo)函數(shù)表示該齒輪組的體積可以寫在表格下面的關(guān)系 1 :f(x) = 0.25d13jI(1+uI2)+jIId32/d12jI(1+uII2)+.) (1)注釋:Ul,UII特定的傳動(dòng)比多級(jí)齒輪傳動(dòng)的階段;D1,D3直徑的司機(jī),運(yùn)動(dòng)學(xué)界齒輪;J=B/D1的齒輪直徑寬度比驅(qū)動(dòng)齒輪的運(yùn)動(dòng)學(xué)圈。 對(duì)目標(biāo)函數(shù)的聲明,它也是必要的從的角度定義的功能限制第一階段為齒輪的表面強(qiáng)度,這可以寫在下面的表格: G(x)=Z(2KT1)/d13 (U1+1)/U1SH1/SH (2)而且,從強(qiáng)度角度量:g(x)=KY(2T1)/(1d12m1) f1/SF(3) 在完全類似的方式,功能限制從表面的立場其他的傳輸階段的體積力確定了變速箱。從開始的技術(shù)要求對(duì)變速器傳動(dòng)比,它也要確定在功能上的限制該方程形式:h1(x)=u-u1u2u3u(n)=0 (4)根據(jù)確定的目標(biāo)函數(shù)和的限制,可以注意到這個(gè)問題屬于非線性優(yōu)化領(lǐng)域的不等式的形式的限制。為解決方案這個(gè)問題,計(jì)算機(jī)程序SUMT法,基于混合罰函數(shù),已經(jīng)被應(yīng)用。圖1顯示的結(jié)果的圖形表示計(jì)算機(jī)程序SUMT?;诮孛嫦鄳?yīng)的功能,的域?qū)τ诙嗉?jí)最佳傳動(dòng)比變速箱是通過以下方式定義:圖。1:輪系總傳動(dòng)比和體積之間的關(guān)系完成此分析分解變速箱,這是增加了一個(gè)對(duì)的形式的限制不等式,基于應(yīng)力的限制:-I級(jí)齒輪齒應(yīng)力-II級(jí)齒輪齒應(yīng)力基于齒輪應(yīng)力關(guān)系價(jià)值的齒輪模塊法:-對(duì)接觸應(yīng)力-齒羅斯應(yīng)力圖2顯示的圖形解釋的關(guān)系(7)和(8)的齒數(shù)Z1功能。上兩個(gè)在圖2線路提出了齒輪模數(shù)值并對(duì)接觸應(yīng)力和較低的值對(duì)齒根應(yīng)力的測定。線和在圖2中可容空間。表明,接觸應(yīng)力齒輪模塊的關(guān)系(7)優(yōu)先,是用于齒輪的尺寸測定。齒數(shù)Z1圖。2:模塊值達(dá)齒數(shù)圖3。齒輪建模在今天它是非常重要的機(jī)械零件,齒輪他們是普遍使用的不同類型的變速箱和傳動(dòng)裝置。特別是圓柱形的齒輪是最適用的具有很高的效率和不復(fù)雜的生產(chǎn)。建模圓柱齒輪在機(jī)非常重要的過程設(shè)計(jì),為使齒輪箱實(shí)際模型,如齒輪和傳動(dòng)結(jié)構(gòu)的分析優(yōu)化。去年的這個(gè)過程可以很快速定性使用新的軟件工具,如CATIA。這個(gè)軟件是很復(fù)雜的,但一些主要模塊部分的設(shè)計(jì)和裝配設(shè)計(jì)中采用圓柱齒輪建模。主要問題任何齒輪建模是定義一個(gè)真正的齒和之后,將其導(dǎo)入到齒輪體的制備。圓柱形的齒輪建模包括幾個(gè)階段,取決于齒輪體及其生產(chǎn)方式:齒輪建模過程的第一階段是定義和真正的漸開線齒輪齒廓。第二階段,在切割或擠壓齒輪箱體,部分是利用CATIA模塊進(jìn)行設(shè)計(jì)齒輪機(jī)構(gòu)。第三階段,只有在焊接方法齒輪本體,是使用組件設(shè)計(jì)模塊將所有部件。所有這些階段包括多種經(jīng)營它將分別描述在后續(xù)的章節(jié)。每一章的主要事實(shí)的一般建模,具有使用一些特殊的操作CATIA軟件在齒輪建模與實(shí)例不同的圓柱齒輪,建模。內(nèi)齒輪齒廓曲線有一節(jié)四個(gè)不同的線和外部環(huán)境分析,明確了齒輪的完整輪廓。所以有漸開線齒廓圓弧,圓弧形腳,齒頂圓弧擺線弧作為連接 4 。在分析運(yùn)動(dòng)學(xué)方法對(duì)輪廓定義是定義一個(gè)很大的限制設(shè)置和約束方程的參數(shù)輪廓圓弧角。經(jīng)過矩陣變換接觸線嚙合矩陣參數(shù)方程齒輪的齒廓曲線可以確定?;诖私馕鲞\(yùn)動(dòng)學(xué)模型的計(jì)算機(jī)程序來定義齒輪廓 5 點(diǎn)。齒輪建模是非常有用和重要,使真正的齒輪傳動(dòng)的仿真,所以很多其他的分析。不同的軟件工具在今天使用的機(jī)械設(shè)計(jì)和機(jī)械零件的造型,如ACAD,機(jī)械工程師和最后的桌面,親年工程制圖,CATIA等,但可以看出齒輪建模(特別是內(nèi)部齒輪)與真實(shí)分布比較復(fù)雜的建模所有其他的機(jī)械元件。這里將介紹圓柱齒輪建模使用CATIA的可能性v5r11軟件。取決于生產(chǎn)方式和形式齒輪體可以使用設(shè)計(jì)模塊或部分CATIA軟件組件設(shè)計(jì)。對(duì)于簡單的圓柱齒輪設(shè)計(jì)(平)第一步是定義正確的草圖,在漸開線齒形坐標(biāo)(從第一階段)應(yīng)進(jìn)口。后設(shè)計(jì)師可以將基于草圖的特征(創(chuàng)建墊),把切齒輪模型是在圖3所示。 圖3:圓柱齒輪的簡單模型向前一步是設(shè)計(jì)一個(gè)機(jī)齒輪體,可以通過旋轉(zhuǎn)命令建模圖,或是生產(chǎn)過程的模擬。在圖4給出了一種齒輪模型采用很少基于草圖的,打扮和轉(zhuǎn)化特征。介紹了齒輪使用中常見的,他們有一個(gè)外部的漸開線齒廓。但在某些情況下,如行星齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì),有必要做一個(gè)模型內(nèi)部的異形齒輪。為此,設(shè)計(jì)師必須漸開線齒廓坐標(biāo)計(jì)算的新表,由使用外部齒輪作為一種工具,使內(nèi)部輪廓。正確的素描和其他特征,其他后圓柱齒輪建模已被使用。 圖4:圓柱齒輪模型制造裝配設(shè)計(jì)是另一個(gè)模塊設(shè)計(jì)這是在目標(biāo)完成所有零件和標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)在部分或形狀建模元素模塊設(shè)計(jì)。此外,它是可能的插入新的在現(xiàn)有的組件和身體也做布爾操作之間的身體如果它是必要的。這些之間的布爾運(yùn)算體組裝體,相交體,等。使用裝配設(shè)計(jì)的最佳樣本圓柱齒輪的焊接數(shù)量的分離元素。這意味著這種類型的齒輪組成許多元素為藍(lán)本,在零件設(shè)計(jì)。的主要部件為漸開線齒形,外板焊接中央筒板和兩圈六加強(qiáng)筋的兩側(cè)(圖5)。 圖5:焊接的圓柱齒輪齒輪建模是非常重要的因?yàn)樵S多應(yīng)用程序可以做:完成組裝后可以做運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真,使用另一個(gè)CATIA模塊單元。內(nèi)外齒輪的模型可用于解決很多問題在機(jī)械工程,如結(jié)構(gòu)分析,接觸壓力相應(yīng)的齒輪之間還熱和許多其他分析 8 。一個(gè)典型的這可能是以下結(jié)構(gòu)為例采用有限元法進(jìn)行分析,其中圖6顯示了齒輪模型77633這使得18965節(jié)點(diǎn)四面體。圖7:在有限元網(wǎng)形齒輪模型應(yīng)力值(圖7)是重要的在高負(fù)荷的齒輪是建設(shè)性的觀點(diǎn)可以在設(shè)計(jì)和優(yōu)化也非常有用過程和程序。圖7:應(yīng)力值加載齒輪模型計(jì)算及其利用結(jié)構(gòu)分析4.結(jié)論 本文是一個(gè)簡短的說明一個(gè)更廣泛的研究與建設(shè)的目的強(qiáng)大的多目標(biāo)優(yōu)化方法引入變速箱設(shè)計(jì)專家系統(tǒng)。指出了分解的多級(jí)變速箱的必要性復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)。在路上,變速箱優(yōu)化程序也通過了相應(yīng)數(shù)量的階段。在這第一次的優(yōu)化階段,實(shí)際的域應(yīng)用齒輪箱的定義,然而,在第二階段,多目標(biāo)優(yōu)化問題解決了。 從這里恢復(fù)本建模部分點(diǎn),可以說,它只提出一個(gè)簡短的圓柱齒輪在CATIA的可能性模型軟件。除了建模部分介紹和裝配設(shè)計(jì)模塊,在本文結(jié)束添加CATIA強(qiáng)大的今天可能的最完整的設(shè)計(jì)軟件在工程設(shè)計(jì)中具有廣泛的應(yīng)用范圍。 參考文獻(xiàn): 1 ROSIB,1993:參數(shù)調(diào)查行星齒輪傳動(dòng)的優(yōu)化傳輸,博士論文,機(jī)械工程學(xué)院,貝爾格萊德大學(xué) 2 Arora J.,1989:優(yōu)化設(shè)計(jì)介紹,麥格勞希爾圖書公司,紐約 3 ROSIB,marinkovi答:行星齒輪傳輸作為一個(gè)摩擦系統(tǒng):效率計(jì)算和仿真,TG詞匯研討會(huì),維也納,十一月2003。 4 科爾伯恩,J. 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