卷揚機傳動裝置三維設計與分析【展開式二級圓柱直齒輪減速器設計】【說明書+CAD+PROE+仿真】,展開式二級圓柱直齒輪減速器設計,說明書+CAD+PROE+仿真,卷揚機傳動裝置三維設計與分析【展開式二級圓柱直齒輪減速器設計】【說明書+CAD+PROE+仿真】,卷揚機,傳動,裝置,三維設計,分析,展開式 第 53 頁 共 53 頁 1 引言 卷揚機是一種常見的提升設備，其結構簡單、操作方便、可靠性高，被廣泛應用于各個行業(yè)。通常情況下卷揚機都是采用電動機作為原動機，由于電動機輸出地轉速遠遠大于卷揚機中滾筒的轉速，所以必須設計減速的傳動裝置。傳動裝置的種類多種多樣，如皮帶減速器、鏈條減速器、齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器、二級齒輪減速器等等[1]。通過合理的設計傳動裝置，使得卷揚機能夠在特定的工作環(huán)境下滿足正常的工作要求。同時通過本設計將所學過的理論知識進行綜合應用，做到理論聯(lián)系實際，進一步掌握傳動裝置的設計過程。 2 傳動裝置的總體設計 2.1 擬定傳動方案 傳動裝置的設計方案一般用運動簡圖表示。它直觀的反映了工作機、傳動裝置和原動機三者之間的運動和力的傳遞關系。 傳動方案首先應滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠。此外，還應結構簡單，尺寸簡湊、成本低，效率高和便于使用和維護等。要同時滿足上述要求，常常是困難的，因此，應根據(jù)具體的設計任務側重地保證主要設計要求，選用比較合理的方案[2]。 本次設計任務對傳動裝置沒有太多要求，只要其在一般工作條件和環(huán)境下能夠正常工作即可，因此本設計才用展開式二級圓柱直齒輪減速器，減速器與電動機和工作機之間有聯(lián)軸器聯(lián)接，傳動方案運動簡圖如圖2.1所示； 圖2.1 卷揚機傳動裝置運動簡圖 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。二級齒輪減速器的傳動比一般為8-40，結構簡單，應用也最為廣泛，而展開式的主要特點是齒輪相對于軸承不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度[3-5]。 2.2 電動機的選擇 原動機的種類，無特殊要求，均選用交流電動機作為原動機。電動機為系列化產品。機械設計中僅需根據(jù)工作機的工作情況，合理選擇電動機的類型、結構形式、容量和轉速，提出具體的電動機型號[6]。 2.2.1 選擇電動的功率 所需電動機工作功率為： 式（2-1） 式中： —工作機所需功率，指輸入工作機軸的功率，kW。 —由電動機至工作機的總效率。 工作機所需功率由工作的工作助力和運動參數(shù)計算求得 式（2-2） 或 式（2-3） 式中：F—工作機的助力，N V—工作機的線速度，m/s T—工作機的助力矩， —工作機轉速，r/min 總效率按下式計算： 式（2-4） 其中分別為傳動裝置中每一傳動副（齒輪、蝸桿、帶或鏈）、每對軸承或每個聯(lián)軸器的效率。 通過查設計手冊得個部分效率為：聯(lián)軸器效率；滾動軸承的效率（一對）；閉式圓柱齒輪傳動效率；滾筒效率；代入公式（2-4）得： 計算輸入功率: 使電動機的額定功率，查設計手冊得電動機的額定功率。 2.2.2 電動機轉速的選擇 為使傳動裝置設計合理，可以根據(jù)工作機轉速要求和各傳動副的合理傳動比范圍推算電動機轉速的可選范圍，即 式（2-5） 式中 —電動機可選轉速范圍，r/min; —傳動裝置總傳動比的合理范圍； —各級傳動副傳動比的合理范圍； —工作機轉速，r/min。 計算滾筒工作轉速： 查設計手冊得二級齒輪傳動比的范圍為8-40 則電動機的可選轉速為： 2.2.3 電動機型號的確定 根據(jù)以上計算，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，最終可確定轉速為723r/min，根據(jù)所需的額定功率及轉速查設計手冊最終確定電動機的型號為Y160L-8，額定功率為7.5kw，轉速為723r/min，額定轉矩為2.0 。 2.3 計算總傳動比及分配各級的傳動比 2.3.1 總傳動比 根據(jù)電動機滿載轉速 和工作機轉速 ，可得傳動裝置的總傳動比為 2.3.2 分配各級傳動比 合理分配總傳動比，可以使傳動裝置得到較小的外輪廓尺寸或較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結構緊湊的目的；也可以使傳動零件獲得較低的圓周速度以減小齒輪動載和降低傳動精度等級的要求；還可以使齒輪有較好的潤滑條件。 展開式二級圓柱齒輪減速器，考慮潤滑條件，應使兩個大齒輪直徑相近，低速級大齒輪略大些，按 ，這里取 則 式中： 為高速級傳動比； 為低速級傳動比。 2.4 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 為進行傳動件的設計技術，應將工作要求的功率或轉矩推算到各軸上，分別求出各軸的轉速、功率和轉矩。 設 —為相連兩軸間的傳動比； —為相連兩軸間的傳動效率； —為各軸的輸入功率kw； —為各軸的輸入轉矩； —為各軸的轉速r/min; 則可由電動機軸至工作機軸反向依次推算，得各軸的運動和動力參數(shù)。 2.4.1 各軸轉速 式（2-6） 式中 —電動機滿載轉速r/min；—電動機軸至1軸的傳動比。 電動機軸： r/min 1軸（高速軸）： r/min 2軸（中間軸）： r/min 3軸（低速軸）： r/min 4軸（滾筒軸）： r/min 2.4.2 各軸功率 式（2-7） 式中 —電動機的實際輸出功率kw； —電動機軸與1軸間的傳動效率。 電動機軸： 1軸（高速軸）： 2軸（中間軸）： 3軸（低速軸）： 4軸（滾筒軸）： 2.4.3 各軸轉矩 式（2-8） 其中電動機軸的輸出轉矩為 式（2-9） 電動機軸： 1軸（高速軸）： 2軸（中間軸）： 3軸（低速軸）： 4軸（滾筒軸）： 2.4.4 制作參數(shù)表 將上述計算結果列入表中，供以后設計計算使用 表2.1 傳動裝置的運動和動力參數(shù)表 軸 功率P（kw） 轉矩T() 轉速n(r/min) 電動機軸 6.12 80.84 723 1軸（高速軸） 6.06 80.03 723 2軸（中間軸） 5.76 525.38 104.69 3軸（低速軸） 5.48 2463.67 21.22 4軸（滾筒軸） 5.32 2390.25 21.22 3 直齒圓柱齒輪設計計算 3.1 高速級齒輪傳動的設計計算 3.1.1 選擇齒輪的類型、材料、精度和齒數(shù) （1）按已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）大小齒輪材料采用45鋼調質處理，硬度差為40HBS可以提高大齒輪齒面的疲勞。 （3）精度選擇7級精度。 （4）選擇小齒輪齒數(shù)，則 取 3.1.2 按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)以下設計公式進行計算： 式（3-1） （1）確定上式中的各參數(shù) ① 試選載荷系數(shù)； ② 小齒輪傳遞的扭矩為： ③ 查設計手冊，選齒寬系數(shù)； ④ 查設計手冊，得彈性影響系數(shù) ； ⑤ 查設計手冊，查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限為 ⑥ 重合度系數(shù)，端面重合度 ⑦ 計算應力循環(huán)次數(shù) 次 次 ⑧ 查設計手冊，得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑨ 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數(shù)，則 （2）計算 ① 將中的較小的值代入公式（3-1）得 ② 計算小齒輪分度圓圓周速度v ③ 計算齒寬b ④ 計算齒寬和齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù) 查設計手冊，由，7級精度得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 ⑥ 按實際載荷系數(shù)修正， ⑦ 計算模數(shù) m 3.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 設計公式為 式（3-2） （1）確定設計公式中的參數(shù) ① 查設計手冊，得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限； ② 查設計手冊，得彎曲疲勞壽命系數(shù)； ③ 計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1.4則 ④ 計算載荷系數(shù)K ⑤ 查設計手冊，得齒形系數(shù)； ⑥ 查設計手冊，得應力校正系數(shù)； ⑦ 計算重合度系數(shù)； ⑧ 計算大、小齒輪的值 （2）計算齒輪模數(shù) 設計公式（3-2）中代人 中的較大值，得 由計算結果可看出，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，但由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以，可取由彎曲強度計算得的模數(shù)1.7，并就近圓整為標準值m=2 mm。因按接觸強度算得的分度圓直徑，這時需要修正齒數(shù) 則 3.1.4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 3.2 低速級齒輪傳動的設計計算 3.2.1 選擇齒輪的類型、材料、精度和齒數(shù) （1）按已知條件，選用直齒圓柱齒輪傳動。 （2）大小齒輪材料采用45鋼調質處理，硬度差為40HBS可以提高大齒輪齒面的疲勞。 （3）精度選擇7級精度。 （4）選擇小齒輪齒數(shù)，則 取 3.2.2 按齒面接觸疲勞強度計算 根據(jù)以下設計公式進行計算： 式（3-3） （1）確定上式中的各參數(shù) ① 試選載荷系數(shù)； ② 小齒輪傳遞的扭矩為： ③ 查設計手冊，選齒寬系數(shù)； ④ 查設計手冊，得彈性影響系數(shù) ； ⑤ 查設計手冊，查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限為 ⑥ 重合度系數(shù)，端面重合度 ⑦ 計算應力循環(huán)次數(shù) 次 次 ⑧ 查設計手冊，得接觸疲勞壽命系數(shù)； ⑨ 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數(shù)，則 （2）計算 ① 將中的較小的值代入公式（3-1）得 ② 計算小齒輪分度圓圓周速度v ③ 計算齒寬b ④ 計算齒寬和齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 ⑤ 計算載荷系數(shù) 查設計手冊，由，7級精度得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 查設計手冊，得 ⑥ 按實際載荷系數(shù)修正， ⑦ 計算模數(shù) m 3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 設計公式為 式（3-4） （1）確定設計公式中的參數(shù) ① 查設計手冊，得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極 ； ② 查設計手冊，得彎曲疲勞壽命系數(shù)； ③ 計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1.4則 ④ 計算載荷系數(shù)K ⑤ 查設計手冊，得齒形系數(shù)； ⑥ 查設計手冊，得應力校正系數(shù)； ⑦ 計算重合度系數(shù)； ⑧ 計算大、小齒輪的值 （2）計算齒輪模數(shù) 設計公式（3-2）中代人 中的較大值，得 由計算結果可看出，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，但由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以，可取由彎曲強度計算得的模數(shù)2.19，并就近圓整為標準值m=2.5 mm。因按接觸強度算得的分度圓直徑，這時需要修正齒數(shù) 則 3.2.4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取 建立齒輪幾何尺寸表 用上述計算所得的結果分別計算出各齒輪的其他幾何尺寸，并填入表格中。 表3.1 齒輪幾何尺寸表 名稱 代號 高速級小齒輪 高速級大齒輪 低速級小齒輪 低速級大齒輪 齒數(shù) Z 26 180 34 168 模數(shù) M 2 2.5 壓力角 200 分度圓直徑 D 52 360 85 420 齒頂高 2 2.5 齒根高 2.5 3.125 齒全高 H 4.5 5.625 齒頂圓直徑 56 364 90 425 齒根圓直徑 47 355 78.75 413.75 中心距 A 206 252.5 齒厚 B 52 47 81 76 4 軸的結構設計 軸的結構設計就是確定軸的結構形狀、各部分的直徑長度等全部尺寸。設計時應滿足下列基本要求：保證軸及軸上零件有準確的工作位置，固定可靠；軸上零件的拆裝和調整方便，軸具有良好的制造工藝性；軸的結構有利于提高軸的強度、減輕應力集中等。軸的結構設計的一般步驟如下： 1、初估軸的直徑 各軸可按承受純扭矩并降低許用應力（考慮彎矩的影響）的辦法來初估各軸的直徑d，其分式寫為： 式（3-5） 式中：P—軸所傳遞的功率，kw；n—軸的轉速，r/min；A為軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，可查有關教材。對于非外伸軸，初估直徑常作為與傳動零件相配合的直徑（A取大值），并圓整為標準值；對于外伸軸，初估直徑作為外伸軸端直徑（A取小值），并圓整為標準值，若外伸軸有外接零件（聯(lián)軸器等），d應與外接零件孔徑一致（必要時作適當調整），并滿足鍵的強度要求。 2、擬定軸上零件的轉配方案并選擇支承的結構型式 軸上零件的裝配方案及軸支承結構型式的不同，軸的結構形狀、尺寸也將不同，可通過分析比較選擇一個好的方案。 3、在上述1、2步驟的基礎上，考慮對軸結構設計的基本要求，確定軸各段直徑及長度。 4.1 高速軸的結構設計 4.1.1 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)公式（3-5）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，查設計手冊，取A=110 則 輸入軸的最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器。為使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮扭矩變化很小，取，則 查設計手冊，選用LXZ1型彈性柱銷聯(lián)軸器，許用轉矩為560 。從動端半聯(lián)軸器的孔徑，所以選取軸徑；與軸配合的得孔長度為，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸長應略短于L，取。 4.1.2 擬定軸上零件的裝配方案 圖4.1 高速軸擬定裝配方案 左側軸承與擋油環(huán)從左側裝入，右側軸承、擋油環(huán)及聯(lián)軸器從右側裝入，齒輪采用齒軸一體設計。 4.1.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 表4.1 確定高速軸各軸段的直徑和長度 位置 直徑和長度 (mm) 原因 1 段 與半聯(lián)軸器的孔徑相配合 為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上 2 段 滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，制造出一個軸肩 考慮軸承端蓋寬度和半聯(lián)軸器的安裝要求 3 段 與滾動軸承的內徑配合 考慮滾動軸承寬度、擋油環(huán)的寬度及壁厚等因素 4 段 過度段 考慮整體長度 5 段 齒軸一體設計以齒輪尺寸為準 同上 6 段 過度段 考慮整體長度 7 段 同第3段 同第3段 4.1.4 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。查設計手冊，取，鍵槽長36mm，之間的配合為；滾動軸承選用深溝球軸承6207，，與軸采用過渡配合實現(xiàn)周向定位，軸徑公差為m6。 4.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角；各軸肩的圓角見零件圖。 4.2 中間軸的結構設計 4.2.1 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)公式（3-5）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，查設計手冊，取A=110 則 輸入軸的最小直徑是用于安裝滾動軸承。為使所選直徑與滾動軸承的孔徑相適應，故需同時選取滾動軸承的型號。根據(jù)計算的最小直徑，查設計手冊，選取深溝球軸承6309，，故取最小軸徑。 4.2.2 擬定軸上零件的裝配方案 圖4.2 中間軸擬定裝配方案 圓柱齒輪、套筒、擋油環(huán)和滾動軸承從軸的左端裝入，右端滾動軸承和擋油環(huán)從右端裝入。 4.2.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 表4.2 確定中間軸各軸段的直徑和長度 位置 直徑和長度 (mm) 原因 1 段 與滾動軸承的孔徑相配合 考慮滾動軸承寬度、擋油環(huán)的寬度及壁厚等因素 2 段 過度段 考慮整體長度及齒輪到內壁的距離 3 段 齒軸一體設計以齒輪尺寸為準 齒軸一體設計以齒輪尺寸為準 4 段 齒輪右端采用軸肩定位，應制作軸肩 考慮整體長度及軸肩高 5 段 安裝齒輪，有鍵槽，取標準直徑 保證齒輪安裝的軸向定位，應略短于齒寬 6 段 與滾動軸承的孔徑相配合 考慮滾動軸承、擋油環(huán)及壁厚等因素 4.2.4 軸上零件的周向定位 齒輪與軸的定位才有平鍵聯(lián)接，查設計手冊，取，鍵槽長28mm，之間的配合為，滾動軸承與軸采用過渡配合實現(xiàn)周向定位，軸徑公差為m6。 4.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角；各軸肩的圓角見零件圖。、 4.3 低速軸的結構設計 4.3.1 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)公式（3-5）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，查設計手冊，取A=110 則 輸入軸的最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器。為使所選直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，考慮扭矩變化很小，取，則 查設計手冊，選用LXZ9型彈性柱銷聯(lián)軸器，許用轉矩為6300 。主動端半聯(lián)軸器的孔徑，所以選取軸徑；與軸配合的得孔長度為，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸長應略短于L，取。 4.3.2 擬定軸上零件的裝配方案 圖4.3低速軸擬定裝配方案 左側軸承和擋油環(huán)從左側裝入，圓柱齒輪、套筒、擋油環(huán)、軸承和聯(lián)軸器從右側裝入 4.3.3 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 表4.3 確定低速軸各軸段的直徑和長度 位置 直徑和長度 (mm) 原因 1 段 與半聯(lián)軸器的孔徑相配合 為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上 2 段 滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，制造出一個軸肩 考慮軸承端蓋寬度和半聯(lián)軸器的安裝要求 3 段 與滾動軸承的內徑配合 考慮滾動軸承寬度、擋油環(huán)的寬度及壁厚等因素 4 段 安裝齒輪，有鍵槽，取標準直徑 保證齒輪安裝的軸向定位，應略短于齒寬 5 段 齒輪左端采用軸肩定位，應制作軸肩 考慮整體長度及軸肩高 6 段 過度段 考慮整體長度 7 段 同第3段 軸承加擋油環(huán)的長度 4.3.4 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接，查設計手冊，取，鍵槽長100mm；齒輪與軸采用平鍵聯(lián)接，查設計手冊，取，鍵槽長50mm之間的配合為；滾動軸承選用深溝球軸承61817，，與軸采用過渡配合實現(xiàn)周向定位，軸徑公差為m6。 4.3.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角；各軸肩的圓角見零件圖。 5 強度校核計算 5.1 軸的強度校核計算 進行軸的強度校核時，應根據(jù)軸的具體受載及應力情況，采用相應的計算方法，并恰當選取許用應力。對于僅僅（或主要）用于傳遞扭矩的軸（傳動軸），應按扭轉強度條件計算；對于只承受彎矩的軸（心軸），應按彎曲強度條件進行計算；對于既傳遞扭矩又承受彎矩的軸（轉軸），應按彎扭合成應力校核軸的強度。上述方法沒有考慮影響軸疲勞強度的各因素，所以只是粗略的校核計算，只用于一般的軸。對于重要的軸應按軸的疲勞強度條件進行精確校核（即安全系數(shù)校核）。另外對于瞬時過載很大或應力循環(huán)不對稱性較為嚴重的軸，還應按尖峰載荷校核軸的靜強度。 若驗算結果軸的強度 不夠時，必須修改軸的尺寸或結構，直到強度足夠為止；若過高，一般不急于修改軸的尺寸或結構，待軸承壽命及鍵聯(lián)接強度校核后，再考慮軸結構或尺寸修改的問題[7-12]。 5.1.1 高速軸的強度校核計算 1. 求軸上的受力 分度圓直徑 2. 在水平面上 左側 右側 彎矩 3. 在垂直面上 左側 右側 彎矩 4. 總彎矩 5. 扭矩 6. 校核 軸的材料為45鋼，查表得 。因此， ，故安全。 5.1.2 中間軸的強度校核計算 1. 求軸上的受力 分度圓直徑 2. 在水平面上 左側 右側 彎矩 3. 在垂直面上 左側 右側 彎矩 4. 總彎矩 5. 扭矩 6. 校核 軸的材料為45鋼，查表得 。因此， ，故安全。 5.1.3 低速軸的強度校核計算 1. 求軸上的受力 分度圓直徑 2. 在水平面上 左側 右側 彎矩 3. 在垂直面上 左側 右側 彎矩 4. 總彎矩 5. 扭矩 6. 校核 軸的材料為45鋼，查表得 。因此， ，故安全。 5.2 鍵的強度及軸承壽命校核 5.2.1 鍵的強度校核 鍵聯(lián)接強度計算 查設計手冊得 ，因為 ，故鍵的強度足夠。其他鍵的驗算方法同上，經計算均滿足強度要求。 5.2.2 軸承壽命校核 校核時，對軸承要求的壽命可按使用年限計算，也可參考有關各種設備的軸承使用壽命的推薦值。 軸承6207的校核： 1. 當量動載荷 查設計手冊，取載荷系數(shù) ，則基本動載荷為： 2. 軸承的額定壽命 顯然軸承的額定壽命遠大于減速器的工作時間。其他的軸承驗算同上。 6 繪制裝配圖前的準備 裝配圖是表達設計者設計機器總體結構意圖的圖樣，是繪制零件工作圖，進行機器組裝、調試、維護等環(huán)節(jié)的技術依據(jù)。要求它能正確表達機器的工作原理和裝配關系，反映出各個零件的相互位置、結構形狀及尺寸。因此機器的圖紙設計工作一般總是從裝配圖開始進行。而裝配圖的設計，人們通常先設計裝配草圖，然后再逐步完成整個裝配工作圖的繪制。這樣，裝配草圖的設計就是首當其沖的重要環(huán)節(jié)，絕大部分零件的結構和尺寸均在此階段中確定，這就需要綜合考慮零件的強度、剛度、工藝、裝配、調整、潤滑以及經濟性等各方面的要求，并需要足夠的視圖和剖視來表達清楚。設計時，既有結構設計又有強度等的校核計算，因此設計過程較為復雜，常常需采用邊計算、邊畫圖、邊修改的“三邊”設計方法逐步完善之。 6.1 減速器的結構介紹 圖6.1 為齒輪減速器的立體示意圖。減速器的機體由機座和機蓋組成（但輕型齒輪減速器、蝸桿減速器也采用整體式減速器）。它安裝方便，機座和機蓋的分界面通常與各軸中心線所在平面重合，這樣可將齒輪、軸承等軸上零件在機體外安裝在軸上，再放在機座的軸承孔內，然后合上機蓋。機座與機蓋的相對位置由定位銷確定、并用螺栓聯(lián)接緊固。為了在拆卸時易于將機蓋與機座分開，在機蓋凸緣上兩端各制出一個螺紋孔，以便擰入啟蓋用的啟蓋螺釘。機體內的齒輪常用機油潤滑。為了加注潤滑油和檢查齒輪嚙合情況，在機蓋上開有檢察孔，并用蓋板封上以防止不潔之物進入機體。還在蓋板上或機蓋上裝有通氣器，使機體內熱脹氣體自由逸出，以免氣壓升高而引起機體內在縫隙外的漏油現(xiàn)象。為了檢查機體內油面的高度，在機座制出一凸臺以安裝油面指示器（游標或油尺）。為放出機體內的污油，在機座底部裝有放油螺塞（油塞）。在機座的下部作出支承凸緣，以便用于地腳螺塞將機體固定在其安放的位置。為了拆卸和搬運，在機體上還裝有環(huán)首螺釘、吊鉤。機械上的軸承蓋用于固定軸承、調整軸承游隙并承受軸向力。在輸入、輸出端的軸承蓋孔內放有密封裝置，以防止雜物的滲入及潤滑油的外漏。若軸承利用稀油飛濺潤滑時，還常在機座的部分面上做出輸油溝，使由齒輪運轉時飛濺到機蓋內表面上的油沿機蓋內壁流入此油溝導入軸承。 圖6.1 二級圓柱齒輪減速器 6.2 箱體的主要結構尺寸 表6.1 箱體主要結構尺寸 名稱 符號 尺寸 mm 機座壁厚 12 機蓋壁厚 11 機座凸緣厚度 B 18 機蓋凸緣厚度 16 機座底凸緣厚度 30 地腳螺釘直徑 20 地腳螺釘數(shù)目 N 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 12 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 10 聯(lián)接螺栓的間距 L 80 軸承端蓋螺釘直徑 10 窺視孔蓋螺釘直徑 定位銷直徑 D 7 至外機壁距離 22 至凸緣邊緣距離 20 軸承旁凸臺半徑 20 凸臺高度 H 44 外機壁至軸承座端面距離 50 大齒輪頂圓與內機壁距離 14 齒輪端面與內機壁距離 17 機座筋厚 14 軸承端蓋外徑 130、170、210 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 160、210、265 6.3 滾動軸承的潤滑、密封及相關零件的結構介紹及選用 6.3.1 滾動軸承的潤滑 滾動軸承可以用潤滑脂或潤滑油潤滑，其潤滑方式取決于浸浴于油池中的齒輪的圓周速度。由于本設計的浸油齒輪的圓周速度不大，所以選用脂潤滑。 1、稀油飛濺潤滑 圖6.3 稀油飛濺潤滑 當浸油齒輪的圓周速度大于2m/s時就可采用稀油飛濺潤滑，這是靠齒輪傳動時將油池中的油飛濺到內箱壁上，再順著箱壁流下沿上箱蓋分箱面處的坡口流進下箱面上的油溝，經軸承蓋上的導油槽流入軸承。飛濺潤滑的油路，輸油溝的形式與尺寸如圖6.4所示。 圖6.4 飛濺潤滑的油路及油溝的形式 采用飛濺潤滑時，如果傳動件為斜齒圓柱齒輪而小齒輪直徑又小于軸承座孔，則應在軸承面向箱內的一側裝上擋油板，以防止斜齒輪嚙合時從油池中帶上的不清潔熱油擠入軸承，如圖6.5所示。 圖6.5 擋油板結構 2、脂潤滑 當浸油齒輪的圓周速度小于2m/s時應該采用脂潤滑，潤滑的充填量為軸承空間的1/2~1/3，六個月左右補充或跟換一次。 圖6.6 擋油環(huán) 為防止箱體內潤滑油與軸承潤滑脂兩種不同油性的油混雜，應在軸承靠近箱體內壁一側加密封裝置或擋油環(huán)。如圖6.6。 3、刮油潤滑 當傳動件圓周速度很低，不采用飛濺潤滑而又想用稀油潤滑軸承時，可在箱體內適當位置加設刮油板，利用刮油板將傳動件端面上的潤滑油刮下，再通過油溝導入軸承。 6.3.2 滾動軸承的密封 對于有軸穿出的軸承蓋，在軸承蓋孔與軸之間應設置密封件，以防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水汽及其它雜質滲入，保證軸承正常工作。本設計采用結構簡單的毛氈式密封。常見的密封結構形式有以下幾種： （1）毛氈式密封，結構簡單價格低廉，但與軸表面摩擦較大。容易磨損而降低密封效果，主要用于密封處速度的脂潤滑結構，也用于速度不大的油潤滑結構。其結構形式如圖6.7 。 圖6.7 毛氈式密封 （2）橡膠式密封適用于較高的工作速度，設計時密封唇方向應朝向密封方向，為了分油時，密封唇朝向軸承一側，見圖6.8（a）；為防止外界灰塵、雜質浸入時，應使密封唇背向軸承，見圖6.8（b）；雙向密封時，可使用兩個橡膠油封方向安裝，見圖6.8（c）。橡膠油封分無內包骨架和有內包骨架兩種。 圖6.8 橡膠式密封 （3）間隙密封和曲路密封。間隙密封適用于脂潤滑及工作環(huán)境清潔的軸承或高速密封，見圖6.9。應用潤滑脂填滿油溝間隙，以加強密封效果，圖6.9（b）是開有回油槽的結構，有利于提高密封能力。這種密封結構簡單，摩擦小，但密封不夠可靠。 曲路密封效果好，密封可靠，對油潤滑及脂潤滑都適用，若與接觸式密封件配合使用，效果更佳，見圖6.10 圖6.9 間隙密封 圖6.10 曲路密封 6.3.3 軸承蓋的結構設計 軸承蓋用來密封、軸向固定軸承、承受軸向載荷和調整軸承間隙，軸承蓋有嵌入式和凸緣式兩種。嵌入式軸承蓋軸向結構緊湊，與箱體間無需用螺絲聯(lián)接，與O型密封圈配合使用可提高其密封效果見圖6.11，但調整軸承間隙時，需要打開箱蓋增減調整墊片，比較麻煩；也可采用圖6.11（c） 所示的結構，用調整螺釘調整軸承間隙。 圖6-11 嵌入式軸承蓋 凸緣式軸承蓋調整軸承間隙比較方便，密封性能好，應用較多，但調整軸承間隙 和拆裝箱體時，需先將其與箱體間的聯(lián)接螺栓拆除，見圖6.12、圖6.13 圖6.12 調整墊片 圖6.13 凸緣式軸承蓋 軸承蓋多用鑄鐵制造，設計時應使其厚度均勻，見圖6.13。軸承蓋長度L較大時，在保留足夠的配合長度的條件下，可采用圖6.13（b）的結構，以減少加工面。 6.3.4 箱體的結構設計 減速器箱體是支承軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，應具有足夠的強度和剛度。箱體的結構復雜，多用灰鑄鐵鑄造；重型傳動箱體，為提高強度，可用鑄鋼；單件生產也可采用鋼板焊接。 為便于軸系部件安裝，箱體多由箱座和箱蓋組成。剖分面多取軸的中心線所在的平面，箱座和箱蓋采用普通螺栓聯(lián)接，圓錐銷定位。剖分式鑄造箱體的設計要點如下： （1）為保證減速器支承剛度，箱體軸承座處應有足夠的厚度，并設置加強筋。箱體加強筋有有外筋和內筋兩種結構型式，內筋結構強度大，箱體外表平整，但會增加攪油損耗，制造工藝也比較復雜，外筋或凸壁式箱體結構可增加散熱面積，采用較多，見圖6.14 圖6.14 加強筋 （2）軸承旁聯(lián)接螺栓凸臺結構設計要有利于提高軸承座孔的聯(lián)接剛度，軸承座孔兩側聯(lián)接螺栓應盡量靠近軸承，以不與箱體上固定軸承蓋的螺紋及箱體剖分面上油溝發(fā)生干涉為準。通常取兩聯(lián)接螺栓中心距與軸承蓋外徑相近，凸臺的高度由聯(lián)接螺栓的扳手空間確定，見圖6.15 圖6.15 軸承座凸臺與聯(lián)接螺栓安裝凸臺的相互結構關系應根據(jù)作圖確定，當凸臺位于箱壁內側時，見圖6.15（a）；當凸臺位置突出箱壁外側時，見圖6.15（b），軸承座凸臺高度應設計一致，以便于加工，見圖6.16 圖6.16 （3）箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有一定的厚度，以保證箱蓋與箱座的聯(lián)接剛度；箱體剖方面應加工平整。 （4）箱座底面凸緣的寬度應超過箱座內壁，以利于支撐，使壁厚盡量均勻，并盡量減少加工面，見圖6.17、圖6.18 圖6.17 箱體底座凸緣 圖6.18 箱體底面結構形狀 （5）設計鑄造箱體時應考慮鑄造工藝性特點，力求形狀簡單、便于拔模、避免出現(xiàn)狹縫，保證最小壁厚、壁厚均勻、過度平緩，如圖6.19、圖6.20所示。 圖6.19 圖6.20 （6）考慮機加工要求，應盡可能減少機械加工面積，盡量減少加工時工件和刀具的調整次數(shù)，嚴格區(qū)分加工面與非加工面。 6.3.5 減速器附件的結構設計 為了檢查傳動件的嚙合情況、注油、排油、指示油面、通氣、拆裝、吊運等，減速器需配備各種附件。 1、窺視孔和窺視孔蓋 減速器機蓋頂部要開窺視孔，以便檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙等。窺視孔應設在能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并足夠的大小，以便手能伸入進行操作，見圖6.21減速器內的潤滑油也由窺視孔注入，為了減少油的雜質，可在窺視孔口裝一過濾網。在窺視孔上安裝附有密封墊片的觀察孔蓋，并用螺釘緊固于箱體上，以防潤滑油滲漏。觀察孔蓋可用鋼板、鑄鐵等材料制造，其結構形式可參考有關手冊或自行設計。 圖6.21 窺視孔 2、通氣孔 減速器運轉時，箱內會因摩擦發(fā)熱而升溫，造成氣體膨脹，箱體內部壓力增大。停機時，箱體內部溫度下降，壓力降低。設置通氣器，可使箱體內外氣體自由交換，以保持箱體內外氣壓相等，使?jié)櫥筒恢卵叵潴w接合面、軸伸出處及其他縫隙向外滲漏。 通氣器的結構形式很多，圖6.22（a）所示為簡單的通氣器，用于比較清潔的場合。圖6.22（b）所示為比較完善的通氣器，其內部做成曲路，并設有濾網。通氣器通常安裝在箱蓋頂部或觀察孔蓋上。 圖6.22 3、放油螺塞 為調整箱體內油面高度，檢修時將污油排凈，需在油池的最低位置放油孔并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油。放油孔用帶密封墊圈的螺塞堵住，見圖6.23。此油孔處的機體外壁應凸起一塊，經機械加工成為螺塞頭部的支承面。放油孔等結構尺寸可參看有關的手冊。密封墊圈材料為耐油橡膠、塑料或皮革等。螺塞直徑約為箱體壁厚的2-3倍。 圖6.23 放油螺塞 4、油面指示器 油面指示器常放置在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處（如低速級傳動件附近）。常用的油面指示器有油尺、圓形油標、長形油標、油面指示螺釘?shù)?，一般多用帶有螺紋部分的油尺，見圖6.24、圖6.25。油面指示器上應分別標出暈眩最高油面和最低油面的位置。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，其位置根據(jù)傳動零件的浸油潤滑要求確定，對于中小型減速器，最高油面與最低油面間的差值取5~10mm。 圖6.24 圖6.25 5、起吊裝置 為方便搬運減速器或箱蓋，應在箱座及箱蓋上分別設置起吊裝置。起吊裝置通常直接鑄造在箱體表面或采用標準件。 （1）吊環(huán)或吊鉤可直接鑄造在箱體或箱蓋上，結構形式和尺寸見圖6.26，設計時需注意其布置應與機器重心位置相協(xié)調，并避免與其他結構相干涉，如桿形油標座、箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓等。 圖6.26 吊環(huán)及吊鉤的結構和尺寸 （2）吊環(huán)螺釘是標準件，設計時按起吊重量選取。吊環(huán)螺釘通常用于吊運箱蓋，也可用于吊運小型減速器，吊環(huán)螺釘安裝在箱蓋凸臺經加工的螺孔中，螺孔結構應按吊環(huán)螺釘標準要求設計，見圖6.27。 圖6.27 吊環(huán)螺釘 6、定位銷 對于對開或同軸不同體加工的軸承座，為保證軸承座孔加工與裝配的準確性和一致性，使軸承座上下半孔或同軸的兩個軸承座孔在加工和裝配時都能保持其位置精度，應在相關的兩零件間，如箱蓋和箱座間設計定位銷，在鏜孔和裝配擰緊螺栓前，安裝圓錐定位銷。兩定位銷應相距較遠，且不宜對稱布置，定位銷的位置應便于鉆、鉸加工，且不妨礙聯(lián)接螺栓及其它附件的加工和裝拆。定位銷直徑應取標準值，長度稍大于該處零件的總厚度，見圖6.28。 圖6.28 定位銷 7、啟蓋螺釘 為保證箱體密封，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，在裝配箱蓋和箱座時，通常需在剖分面上涂水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因粘接較緊，不易分開。為此，需在箱蓋凸緣的適當位置設置1~2個啟蓋螺釘。啟蓋螺釘?shù)闹睆娇扇∨c箱蓋凸緣聯(lián)接螺栓直徑相同，其螺紋長度應大于箱蓋凸緣厚度，端部應加工為圓柱形或半圓形，以免其端部螺紋被損壞。 圖6.29 啟蓋螺釘 7 完成減速器裝配圖 本階段完成裝配圖的各個視圖（包括局部視圖）、加深、標注尺寸、編寫技術要求、對零件編號、列明顯表及標題欄。同時完成主要零件的工作圖。 詳細圖紙見附件。 圖7.1 減速器裝配圖 8 建立卷揚機傳動裝置的三維模型 本階段通過運用Pro/E軟件，以之前計算得到的結果并參照二維裝配圖建立組成卷揚機傳動裝置所需的各個零件的三維模型。以下為一些主要零件的三維模型截圖： 圖8.1 機座三維模型 圖8.2 機蓋三維模型 圖8.3 高速齒輪軸三維模型 圖8.4 高速級大齒輪三維模型 圖8.5 中間齒輪軸三維模型 圖8.8 卷揚機傳動裝置三維模型 圖8.9 卷揚機傳動裝置爆炸圖 9 卷揚機三維模型的連接和運動仿真 9.1 機構的連接方式 機構運動仿真的前提條件是機構必須是可運動的裝配。在裝配的過程中，各運動的零部件是通過連接關系裝配在一起，而不是靠約束關系裝配在一起。在連接窗口，類型欄中可以指定機構中各機構件之間合適的連接類型[13-15]，如圖9.1所示。 圖9.1 連接窗口 【剛性】：自由度為零，使構件完全固定不動。 【銷釘】：只有1個旋轉自由度，可繞指定軸旋轉。 【滑動桿】：只有1個平移自由度，可沿指定的邊或軸移動。 【圓柱】：有1個旋轉自由度和1個平移自由度，可沿指定的軸平移并繞軸旋轉。 【平面】：有1個旋轉自由度和2個平移自由度，可在平面內平移和繞該平面的法向旋轉。 【球】：有3個旋轉自由度，如球鉸鏈，允許兩構件在連接點任意旋轉。 【焊接】：自由度為零，使兩個機構固定在一起。 【軸承】：有3個旋轉自由度和1個平移自由度，允許兩個構件沿指定軸平移并在連接點任意旋轉。 此外，還有【凸輪連接】、【滑槽連接】、【齒輪連接】3種高級連接。 以【銷釘】類型連接三根軸，完成機構的連接，如圖9.2。 圖9.2 軸的連接方式 以【齒輪副連接】類型完成齒輪的傳動連接，如同9.3。 圖9.4 齒輪副連接定義 通過以上步驟完成傳動機構的連接，如圖9.5。 圖9.5 傳動機構的連接定義 9.2 定義驅動 在高速軸上定義運動仿真的驅動，【名稱】欄輸入名稱Servomotorl,單擊【從動元件】欄中的按鈕，選擇高速軸上的銷釘連接。單擊【輪廓】選項卡，定義驅動的大小，在【規(guī)范】欄中選擇【速度】，在【?！繖谥羞x擇【常數(shù)】，輸入A=723,如圖9.6所示： 圖9.6 定義驅動 9.3 定義運動的分析 單擊【機構分析】按鈕，打開【分析定義】窗口如圖9.7。 圖9.7 分析定義窗口 選擇運動仿真分析的類型是【長度和幀頻】，起始時間為0，結束時間為10秒，其他為默認設置。單擊【運行】按鈕，完成運動仿真分析。 9.4 輸出運動仿真分析 單擊【回放】按鈕，打開如圖9.8所示對話框。 圖9.8 回放對話框 選擇之前分析的結果集，點擊播放按鈕，打開如圖9.9對話框 圖9.9 動畫對話框 單擊【捕獲】按鈕，打開如圖9.10所示對話框，可以把運動仿真分析動畫輸出為MPEG格式的動畫文件。 圖9.10 捕獲對話框  結 論 畢業(yè)設計是本科學習階段一次非常難得的理論與實際相結合的機會，通過這次比較完整的卷揚機傳動裝置設計，我擺脫了單純的理論知識學習狀態(tài)，和實際設計的結合鍛煉了我的綜合運用所學的專業(yè)基礎知識，解決實際問題的能力，同時也提高我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范以及電腦制圖等其他專業(yè)能力水平，而且對機械設計方面有了更為深刻的了解。 雖然本次畢業(yè)設計的課題比較簡單，但設計的內容及其過程比較繁瑣，需要邊畫圖邊計算，遇到不合適的地方就需要馬上修改，最后得到一個比較合理的結果。因此，整個設計存在很多不足，由于能力有限，在加上沒有合適的參考文獻，本次的卷揚機傳動裝置設計僅采用了最簡單的展開式二級齒輪傳動，雖然它能適應于一般的工作要求，但也僅限于此，在很多方面它都存在缺陷。此外，在一些計算和校核的地方作的不夠嚴謹，一些結果都是在沒有真正理解的情況下參照文獻得出的。這也說明了我的理論知識學的不牢固，許多專業(yè)知識自己沒能有系統(tǒng)的整理和消化，因此拖慢了自己的設計進度，同時也影響了整個設計的質量。 當然，在整個設計過程中，我也得到了很多。通過本次設計使我對機械設計有了一定的了解，并且借鑒前人的經驗，為自己以后獨立設計打下了良好的基礎，在以后的設計中避免很多不必要的工作。 同時，再此真誠地感謝老師和同學在此次畢業(yè)設計中給我全力的幫助。謝謝！  致 謝 經過幾個月的努力，本次論文的設計終于畫上了句號。在此，我要向我的導師王力老師致以誠摯的感謝。在整個設計的過程中，導師對該論文從選題，構思，設計到最后的定稿總結等各環(huán)節(jié)都給予了細心地指引和教導，使我最終得以完成畢業(yè)論文的設計。同時，老師嚴肅的教學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風深深地感染和激勵著我。 此外,也要感謝在論文寫作過程中，幫助過我、并且共同奮斗四年的大學同學們，能夠順利完成論文，是因為一路上有你、有你們。 最后，我要向百忙之中抽時間對本文進行審閱，評議和參與本人論文答辯的各位老師表示感謝。  參 考 文 獻 [1] 蔣麗敏，黨祖祺等. 機械傳動[M]. 北京：中國農業(yè)機械出版社，1983. 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