卷揚機傳動裝置設計-減速器傳動裝置【含CAD圖紙】

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山西工程技術學院 畢業(yè)設計說明書 畢業(yè)生姓名 ： 馬坤 專業(yè) ： 機械電子工程 學號 ： 180533025 指導教師 ： 郭曉紅 所屬系（部） ： 機械電子工程系 二〇二〇年五月 山西工程技術學院 畢業(yè)設計（指導教師）評閱書 題目： 　　　　　　 卷揚機傳動裝置設計　　　　　　　　　　　　 　　　　　　 　機械電子工程　系　機械電子工程專業(yè) 姓名 馬坤 　 設計時間： 年　　月　　日~ 年　　月　　日 評閱意見： 成績： 　　　　　　　　　　　　　　　指導教師：　　　　　（簽字） 　　　　　　　　　　　　　 職　　務：　　　　　 2020年 月 日 山西工程技術學院 畢業(yè)設計（同行教師）評閱書 題目： 　　　 　　卷揚機傳動裝置設計 　　　　　 　 　 機械電子工程 系　　 機械電子工程　專業(yè) 姓名　 馬坤 設計時間： 年　　月　　日~ 年　　月　　日 評閱意見： 評分內容 具體要求 分值 得分 說明書工作量 字數2.5萬字以上得20分；2萬字以上，不足2.5萬字得15分；2萬字以下的10分。 20 圖紙工作量 圖紙折合4張A0及以上得20分；不足4張A0，達3張以上，得15分；3張以下得10分。 20 說明書質量 內容完整，裝訂順序正確，結構合理，文字通順；目錄、字體、字號、行距等符合要求，公式、插圖、表格使用合理；文獻翻譯質量、篇幅符合規(guī)定要求。存在0—2處錯誤得30分；3—5處錯誤得20分；5處以上得15分。 30 圖紙質量 圖紙組成元素完整，表達方式合理，圖框、標題欄、線型、線寬及字體字號符合相關標準。存在0—2處錯誤得30分；3—5處錯誤得20分；5處以上得15分。 30 總分（百分制） 100 成績： 　　　　　　　　　　　　　　評閱教師：　　　　?。ê炞郑? 　　　　　　　　　　　　　 職　　務：　　　　　 2020年　月　日 山西工程技術學院 畢業(yè)設計答辯記錄及成績評定表 機械電子工程系　 機械電子工程 專業(yè) 姓名　 馬坤 答 辯 內 容 問題摘要 答辯情況 記錄員： （簽名） 成 績 評 定 指導教師成績 評閱教師成績 答辯組評定成績 綜合成績 注：評定成績?yōu)?00分制，指導教師為20%，評閱教師為30%，答辯組為50%。 專業(yè)答辯組組長： （簽名） 2020年　月　日 卷揚機傳動裝置設計 摘 要 本文課題是卷揚機傳動裝置設計,主要是對卷揚機的傳動裝置進行設計，包括齒輪的設計、軸的設計、箱體的設計及一些附件的設計等，并同過計算機輔助設計，如CAD，建立減速器的裝配圖。論文內容主要包括以下幾個部分： （1）傳動裝置的總體設計。主要包括擬定傳動方案，選擇電動機，確定總傳動比和分配各級傳動比以及計算傳動裝置的運動和動力參數。 （2）傳動零件設計。傳動零件（齒輪及軸）的設計計算，包括確定傳動零件的材料、熱處理方法、參數、尺寸和主要結構，并進行校核。 （3）減速器裝配圖的設計。包括機箱及一些相關零件的結構設計，并通過CAD軟件。 關鍵詞：卷揚機；減速器；設計； II Design of hoist transmission device Abstract The subject of this paper is the design of hoist transmission device, include the design of gear, shaft, box and a number of accessories, And with the computer aided design, such as CAD, to establish the reducer assembly diagram.Thesis includes the following sections: (1)Overall design of the gearing. Mainly include the development of transmission scheme, select motor to determine the transmission ratio and the distribution of the total transmission ratio at all levels and to calculate the transmission of motion and dynamic parameters. (2)Design of transmission parts. Design and calculation of transmission parts (gear and shafts), including to determine the materials, heat treatment methods, parameters, size and main structure of transmission parts, and do some check. (3)Design of assembly drawing of reducer. Including structural design of the box and some relevant parts, and complete the assembly drawings and the work plan of major parts by CAD software. Keywords :hoist;reducer;design 目 錄 摘 要 I Abstract II 1 引言 1 1.1 國內發(fā)展概況 1 1.2 國外卷揚機發(fā)展趨勢 1 2 傳動裝置的總體設計 3 2.1 擬定傳動方案 3 2.2 電動機的選擇 3 2.2.1 選擇電動的功率 4 2.2.2 電動機轉速的選擇 5 2.2.3 電動機型號的確定 5 2.3 計算總傳動比及分配各級的傳動比 5 2.3.1 總傳動比 5 2.3.2 分配各級傳動比 6 2.4 傳動裝置運動和動力參數計算 6 2.4.1 各軸轉速 7 2.4.2 各軸功率 7 2.4.3 各軸轉矩 7 2.4.4 制作參數表 8 3 直齒圓柱齒輪設計計算 9 3.1 高速級齒輪傳動的設計計算 9 3.1.1 選擇齒輪的類型、材料、精度和齒數 9 3.1.2 按齒面接觸疲勞強度計算 9 3.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 11 3.1.4 幾何尺寸計算 13 3.2 低速級齒輪傳動的設計計算 13 3.2.1 選擇齒輪的類型、材料、精度和齒數 13 3.2.2 按齒面接觸疲勞強度計算 13 3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計 16 3.2.4 幾何尺寸計算 17 4 軸的結構設計 19 4.1 高速軸的結構設計 19 4.1.1 初步確定軸的最小直徑 19 4.1.2 擬定軸上零件的裝配方案 20 4.1.3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 20 4.1.4 軸上零件的周向定位 21 4.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 21 4.2 中間軸的結構設計 21 4.2.1 初步確定軸的最小直徑 21 4.2.2 擬定軸上零件的裝配方案 22 4.2.3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 22 4.2.4 軸上零件的周向定位 23 4.2.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 23 4.3 低速軸的結構設計 23 4.3.1 初步確定軸的最小直徑 23 4.3.2 擬定軸上零件的裝配方案 24 4.3.3 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 24 4.3.4 軸上零件的周向定位 25 4.3.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 25 5 強度校核計算 26 5.1 軸的強度校核計算 26 5.1.1 高速軸的強度校核計算 26 5.1.2 中間軸的強度校核計算 27 5.1.3 低速軸的強度校核計算 28 5.2 鍵的強度及軸承壽命校核 29 5.2.1 鍵的強度校核 29 5.2.2 軸承壽命校核 29 6 繪制裝配圖前的準備 31 6.1 減速器的結構介紹 31 6.2 箱體的主要結構尺寸 32 6.3 滾動軸承的潤滑、密封及相關零件的結構介紹及選用 34 6.3.1 滾動軸承的潤滑 34 6.3.2 滾動軸承的密封 36 6.3.3 軸承蓋的結構設計 37 6.3.4 箱體的結構設計 38 6.3.5 減速器附件的結構設計 41 7 完成減速器裝配圖 46 結 論 47 參 考 文 獻 48 外文文獻 50 中文翻譯 64 致 謝 72 山西工程技術學院――畢業(yè)設計說明書 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，做到理論聯系實際，進一步掌握傳動裝置的設計過程。 1.1 國內發(fā)展概況 我國的卷揚機生產時從解放后才開始的。第一批生產的卷揚機是仿制了日本的JIS8001型動力卷揚機及按蘇聯圖紙制造的1011型和1012型普通蝸桿傳動、電控慢速卷揚機。這斷時期的生產主要是以仿制為主[1]。隨著生產的發(fā)展，到60年代，我國開始自行設計和制造新型的卷揚機，但由于生產力的不足而無法實現推廣。 80年代以后，各種競爭機制的引入，科技是第一生產力的概念逐漸被人們所接受。這斷時期是我國卷揚機設計制造技術發(fā)展最快的時期。國家也制定了有關卷揚機的配套標準、規(guī)范。那時候的卷揚機代表結構為行星傳動、參考國外圓柱齒輪一字型布置和變速箱傳動[2]。 目前國內外廣泛使用的卷揚機一般均有電機、制動器、獨立的減速箱、鋼繩卷筒、底架的組成。他們的減速箱通常采用笨重的齒輪減速箱或蝸桿減速箱。普遍存在體積大、過載能力差、噪音大、效率低、壽命短等不足。 1.2 國外卷揚機發(fā)展趨勢 1.大型化 由于基礎工業(yè)的發(fā)展，大型設備和建筑構件要求整體安裝，促進了大型卷揚機的發(fā)展。 2.采用先進電子技術 為了實現卷揚機的自動控制和遙控，國外廣泛采用了先進電子技術，對大型卷揚機安裝了電器連鎖裝置，以保證絕對安全可靠。 3.發(fā)展手提式卷揚機 為了提高機械化水平，減輕工人勞動強度，國外大力發(fā)展小型手提式卷揚機。 4.大力發(fā)展不帶動力源裝置的卷揚機。歐美國家非常重視發(fā)展借助汽車和拖拉機動力的卷揚機。 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軸器聯接，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）、每對軸承或每個聯軸器的效率。 通過查設計手冊得個部分效率為：聯軸器效率；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。 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 （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，則 取 3.1.2 按齒面接觸疲勞強度計算 根據以下設計公式進行計算： 式（3-1） （1）確定上式中的各參數 ① 試選載荷系數； ② 小齒輪傳遞的扭矩為： ③ 查設計手冊，選齒寬系數； ④ 查設計手冊，得彈性影響系數 ； 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，端面重合度 ⑦ 計算應力循環(huán)次數 次 次 ⑧ 查設計手冊，得接觸疲勞壽命系數； ⑨ 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數，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 齒高 ⑤ 計算載荷系數 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 按實際載荷系數修正， ⑦ 計算模數 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 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； ③ 計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數S=1.4則 ④ 計算載荷系數K ⑤ 查設計手冊，得齒形系數； ⑥ 查設計手冊，得應力校正系數； ⑦ 計算重合度系數； ⑧ 計算大、小齒輪的值 （2）計算齒輪模數 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m略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，但由于齒輪模數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 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 （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，則 取 3.2.2 按齒面接觸疲勞強度計算 根據以下設計公式進行計算： 式（3-3） （1）確定上式中的各參數 ① 試選載荷系數； ② 小齒輪傳遞的扭矩為： ③ 查設計手冊，選齒寬系數； ④ 查設計手冊，得彈性影響系數 ； 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，端面重合度 ⑦ 計算應力循環(huán)次數 次 次 ⑧ 查設計手冊，得接觸疲勞壽命系數； ⑨ 計算接觸疲勞許用應力：取安全系數，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 齒高 ⑤ 計算載荷系數 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 按實際載荷系數修正， ⑦ 計算模數 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 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； ③ 計算彎曲疲勞許用應力：取安全系數S=1.4則 ④ 計算載荷系數K ⑤ 查設計手冊，得齒形系數； ⑥ 查設計手冊，得應力校正系數； ⑦ 計算重合度系數； ⑧ 計算大、小齒輪的值 （2）計算齒輪模數 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m略大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，但由于齒輪模數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 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 Z 26 180 34 168 模數 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，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軸器。為使所選直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮扭矩變化很小，取，則 查設計手冊，選用LXZ1型彈性柱銷聯軸器，許用轉矩為560 。從動端半聯軸器的孔徑，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)及聯軸器從右側裝入，齒輪采用齒軸一體設計。 4.1.3 根據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 與半聯軸器的孔徑相配合 為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上 2 段 滿足半聯軸器軸向定位要求，制造出一個軸肩 考慮軸承端蓋寬度和半聯軸器的安裝要求 位 置 直徑和長度 (mm) 原因 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 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接。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 位 置 直徑和長度 (mm) 原因 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軸器。為使所選直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，考慮扭矩變化很小，取，則 查設計手冊，選用LXZ9型彈性柱銷聯軸器，許用轉矩為6300 。主動端半聯軸器的孔徑，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)、軸承和聯軸器從右側裝入 4.3.3 根據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 與半聯軸器的孔徑相配合 為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上 位 置 直徑和長度 (mm) 原因 2 段 滿足半聯軸器軸向定位要求，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 半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵聯接，查設計手冊，取，鍵槽長100mm；齒輪與軸采用平鍵聯接，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 ，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。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 地腳螺釘數目 N 6 名稱 符號 尺寸 mm 軸承旁聯接螺栓直徑 12 蓋與座聯接螺栓直徑 10 聯接螺栓的間距 L 80 軸承端蓋螺釘直徑 10 窺視孔蓋螺釘直徑 97 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）軸承旁聯接螺栓凸臺結構設計要有利于提高軸承座孔的聯接剛度，軸承座孔兩側聯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。通常取兩聯接螺栓中心距與軸承蓋外徑相近，凸臺的高度由聯接螺栓的扳手空間確定，見圖6.15 圖6.15軸承旁聯接螺栓 軸承座凸臺與聯接螺栓安裝凸臺的相互結構關系應根據作圖確定，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軸承座凸臺與聯接螺栓安裝凸臺的相互結構關系 （3） 箱蓋與箱座聯接凸緣應有一定的厚度，以保證箱蓋與箱座的聯接剛度；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、避免出現狹縫，保證最小壁厚、壁厚均勻、過度平緩，如圖6.19所示。 圖6.19鑄造箱體工藝特點 （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，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6.20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6.20 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6.21（a）所示為簡單的通氣器，用于比較清潔的場合。圖6.21（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6.21 通氣器 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6.22。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6.22 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、油面指示螺釘等，一般多用帶有螺紋部分的油尺，見圖6.23、圖6.24。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6.23 油面指示器 圖6.24 螺紋油尺 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6.25，設計時需注意其布置應與機器重心位置相協調，并避免與其他結構相干涉，如桿形油標座、箱座與箱蓋聯接螺栓等。 圖6.25 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6.26。 圖6.26 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