毕业论文终稿-立体仓储系统穿梭车蜗轮蜗杆举升系统设计[下载就送全套CAD图纸 答辩通过]

需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑本科生毕业设计论文题目立体仓储系统穿梭车蜗轮蜗杆举升系统设计英文题目系专业班级学生学号指导教师1职称指导教师2职称声明本人郑重声明所呈交的论文是本人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得研究结果。论文在引用他人已经发表或撰写的研究成果时，已经作了明确的标识；除此之外，论文中不包括其他人已经发表或撰写的研究成果，均为独立完成。其它同志对本文所做的任何贡献均已在论文中做了明确的说明并表达了谢意。学生签名_年月日导师1签名_年月日导师2签名_年月日1立体仓储系统穿梭车蜗轮蜗杆举升系统设计摘要自动化立体仓库具有占地小、容量大、周转率强、准确率高、自动化程度高、环境适应能力强等特点，在机械、冶金、烟草、电子、医药等行业得到广泛应用，成为现代物流业仓储与配送不可缺少的重要组成部分。此情况下，需要一种穿梭车。本次论文是针对穿梭车蜗轮蜗杆举升系统进行设计；首先，对立体仓储穿梭车结构及现状进行了调查分析；接着，在上述分析的基础上提出了本次设计的穿梭车蜗轮蜗杆举升机构构的总体方案，即由直流电机驱动蜗轮蜗杆减速器，蜗轮输出轴端部连接传动螺母，把蜗轮的旋转运动转换为直线运动；然后，对各机构中主要零部件进行了设计与校核，包括电机的选定、蜗轮蜗杆、轴及轴上零件的设计校核；最后，采用AUTOCAD制图软件绘制了本系统的装配图及主要零件图，并采用PRO/E三维设计软件进行三维造型设计。关键词穿梭车，蜗轮蜗杆，举升，设计2DESIGNOFTHELIFTINGSYSTEMOFTHEWORMANDWORMGEAROFTHESHUTTLEVEHICLEINTHETHREEDIMENSIONALSTORAGESYSTEMABSTRACTAUTOMATEDWAREHOUSEISCOVERSANAREAOFSMALL,LARGECAPACITY,TURNOVERRATE,ACCURACYRATEHIGH,HIGHDEGREEOFAUTOMATION,ENVIRONMENTALADAPTATIONABILITYANDOTHERCHARACTERISTICS,INMACHINERY,METALLURGY,TOBACCO,ELECTRONICS,PHARMACEUTICALANDOTHERINDUSTRIESGETWIDELYUSED,HASBECOMEANIMPORTANTPARTOFMODERNLOGISTICSWAREHOUSINGANDDISTRIBUTIONCANNOTBEMISSINGINTHISCASE,ASHUTTLEISREQUIREDTHISPAPERISAIMEDATTHESHUTTLEWORMLIFTINGSYSTEMISDESIGNEDFIRST,TOWAREHOUSESHUTTLESTRUCTUREANDTHEANALYSISOFTHECURRENTSITUATIONTHEN,BASEDONTHEABOVEANALYSIS,PUTFORWARDTHEOVERALLSCHEMEOFTHEDESIGNOFTHESHUTTLECARWORMLIFTINGMECHANISM,WHICHISCOMPOSEDOFADCMOTORDRIVENWORMREDUCER,TURBINETHEENDOFTHEOUTPUTSHAFTISCONNECTEDWITHTHETRANSMISSIONNUT,CONVERTTHETURBINEROTATIONINTOLINEARMOTIONTHEN,THEMAINPARTSOFTHEBODYINTHEDESIGNANDVERIFICATION,INCLUDINGMOTORSELECTION,WORM,SHAFTANDSHAFTPARTSDESIGNFINALLY,DRAWTHEASSEMBLYDRAWINGOFTHESYSTEMANDTHEMAINPARTSOFTHEMAPBYAUTOCADMAPPINGSOFTWARE,AND3DMODELINGUSINGPRO/E3DDESIGNSOFTWAREKEYWORDSSHUTTLE,WORM,LIFTING,DESIGN34517目录摘要1ABSTRACT21绪论511研究背景及意义512穿梭车概述613国内外研究现状92总体方案设计1221设计要求12211内容要求12212参数要求1222方案设计1223方案确定与原理分析133主要零部件的设计1431举升电机的选择14311电机类型介绍14312选择电动机类型15313电动机功率的选择16314电动机转速的选择1732传动参数计算17321传动比的计算17322各轴的转速17323各轴的输入功率17324各轴的输入转矩1733蜗轮蜗杆设计18331选择蜗轮蜗杆的传动类型18332选择材料18333按计齿面接触疲劳强度计算进行设19334蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸20335校核齿根弯曲疲劳强度21336验算效率21337精度等级公差和表面粗糙度的确定22338蜗杆传动的热平衡计算2234轴的设计与校核22341输入轴228342输出轴2535减速器箱体设计28351箱体结构设计28352油面位置及箱座高度的确定28353箱体结构的工艺性28355箱体尺寸设计294标准件的选用与校核3141轴承的选用与校核3142键的选用与校核3243联轴器的选用3344润滑与密封3345连接螺栓的选用与校核345基于PRO/E的三维设计3751PRO/E软件概述3752三维模型设计39521箱体39522举升取物平台39523蜗轮蜗杆40524车体4053三维装配设计406加工与制造工艺4261蜗杆加工与制造工艺42611蜗杆材料的选择42612加工定位基面的选择42613拟定工艺路线44614填写工艺卡片4462蜗轮加工与制造工艺45621确定毛坯45622选择定位基准45623制定工艺路线46结论47参考文献48在学取得成果49致谢5091绪论11研究背景及意义物流自动化系统是现代物流系统的重要组成部分，是现代物流装备、计算机及其网络系统、信息识别和信息管理系统、智能控制系统的有机集成。它以信息化为基础，以机电一体化为核心，其目的是扩大物流作业能力、提高劳动生产率、减少物流作业差错、获取更大利润10。随着全球经济的飞速发展，现代化生产观念日益受到重视，企业对生产线运行、物流系统的柔性要求也越来越高。从产品的整个加工过程来看，物料真正处于加工的时间非常短，仅占整个生产周期的5一10，大部分时间都用于物料存储、装载、运输和待加工状态,而存储和运输占总成本的9511。因此，对于现代化企业，降低产品成本的主要途径之一就是要提高物流系统的性能、缩短非加工时间。作为仓储业重要的存储方式自动化立体仓库的出现，是仓储物流业的一次技术革命。自动化立体仓库是物流系统中的一个重要部分，它是集物料搬运和仓储科学为一体的一门综合科学技术工程。自动化立体仓库AS/RS作为现代物流系统中的主要组成部分，是一种多层次存放货物的高架仓库系统，它一般是由货架、输送系统、堆垛机上位调度管理系统组成。自动化立体仓库与传统仓库“静态存储”的功能不同，它采用先进的自动化仓储设备，不仅能使货物在仓库内按需要自动存取，而且可以与仓库以外的物流环节进行有机的连接，并通过管理系统和自动化仓储设备使仓库成为企业生产物流中的一个重要环节。企业采用控制技术先进的自动化立体仓库可实现如下目的（1）科学存储、提高物料调节水平；（2）节省定量货物入出库时间，节省能源；（3）有效衔接生产和销售，加快物资周转，降低成本；（4）方便、快捷显示库存信息，为企业生产决策提供依据；（5）有效应对突发事件；（6）提高订单的响应速度。作为自动化立体仓库的重要输送系统自动导引穿梭车（RGVRAILGUIDED10VEHICLE，以下简称RGV），在随着工厂自动化FA计算机集成制造系统CIMS技术的逐步发展和柔性制造系统FMSF1EXIBLEMANUFACTURESYSTEM广泛应用越来越受到重视并不断的改进。穿梭车系统是联系和调节离散型物流系统，使其作业连续化的必要的自动化搬运装卸手段，同时RGVS具有能满足物料搬运作业的自动化、柔性即可调整性和准时的要求等特点，所以在我国某些汽车、烟草等行业得到越来越广泛的应用12。但是，由于不同的立体库对RGV的应用要求不同，由此需产生设计出多种不同结构的小车来满足实际业务需要，同时由于产品的特性不同，要求与之相适应的设备，所以对不同立体库设计出不同结构和不同功用的RGV对其控制方法的研究是很有必要的。此外，先进的自动化立体仓库的对于促进传统观念的转变、提高现代化物流意识形成和新型的商品流通产业等方面均产生了强劲的推动作用。自动化立体仓库的智能化管理在提高企业的竞争力和满足客户的服务方面己经越来越成为一个重要的因素。自动化仓库系统一般由管理层、监控层、执行层三部分组成，为了保证整个仓库的性能指标最优，能够更加有效的工作，就要对它的各个子系统进行调度，使其能够协调运转12。调度实际上是一类特殊的优化问题，是对现有的作业任务进行排序、并对路径选择进行优化的问题，通过优化的手段来达到减少入出库的时间和提高效率的目的。一个设计合理的、理念先进的系统对推广和应用自动化立体仓库技术具有重要的促进作用。自动化立体仓库的调度优化对提高出入库效率、降低物流成本具有重要的现实意义。由于自动化立体仓库发展的过程中应用行业不同，导致仓库类型的多样化。同时同类型仓库因为应用需求不同，也使得物流规划的不同。应用表明针对不同产品的特性要求和设备功能特性需要设计出与之相适应的实用、高效和稳定的控制方法和调度系统具有重要意义和实用价值。因此对自动化仓库穿梭车设计优化和调度算法的研究成为一个重要的课题。12穿梭车概述穿梭车作为新型的智能的搬运设备，有着一套完整的电气与机械系统，对于单工位的穿梭车的主要组成部分包括箱形车体、两对行走车轮、24V充电铁离电池11组、电气控制箱、链条传动机构、举升杠杆运动机构、行走电机和举升电机、传感器以及防撞防滑装置等。电气控制箱内配有PLC控制器及输入输出扩展模块、电机驱动模块、电源稳压模块、无线发射接收模块以及直流接触器、继电器、断路器、保险丝等低压电气控制设备。并根据实际需要，穿梭车还可以配有条码识别器，以太网的模块与网桥、条码扫描仪等。穿梭车上的传感器包括在轨检测开关只要小车在轨道中才能工作前、后工位分别配有激光测距传感器用来识别货物距离以及实现准确、平稳的定位；安全防撞光电传感器用来识别巷道是否存在障碍物；托盘识别光电传感器用来实现对托盘的寻找与计数等功能应用。图22显示了穿梭车上传感器的安装位置与结构布局4。图13穿梭车结构示意图（1）车载控制系统车载控制系统是穿梭车的核心部分，一般由计算机控制系统、导航系统、通讯系统、操作面板及电机驱动器构成计算机控制系统可采用PLC、单片机及工控机等。导航系统根据导航方式不同可分为电磁导航、磁条导航、激光导航和惯性导航等不同形式通过导航系统能使穿梭车确定其自身位置，并能沿正确的路径行走。通讯系统是穿梭车和控制台之间交换信息和命令的桥梁，由于无线电通讯具有不受障碍物阻挡的特点，一般在控制台和穿梭车之间采用无线电通讯，而在穿梭车和移载设备之间为了定位精确采用光通讯操作面板的功能主要是在穿梭车调试时输入指令，并显示有关信息，通过RS232接口和计算机相连接。穿梭车上的能源为蓄电池，所以穿梭车的动作执行元件一般采用直流电动机、步进电动机和直流伺服电机等。（2）车体系统12它包括底盘、车架、壳体和控制器、蓄电池安装架等，是穿梭车的躯体，具有电动车辆的结构特征。（3）行走系统它一般由驱动轮、从动轮和转向机构组成形式有三轮、四轮、六轮及多轮等，三轮结构一般采用前轮转向和驱动，四轮或六轮一般采用双轮驱动、差速转向或独立转向方式。（4）移载系统它是用来完成作业任务的执行机构，在不同的任务和场地环境下，可以选用不同的移载系统，常用的有滚道式、叉车式、机械手式等。（5）安全与辅助系统为了避免穿梭车在系统出故障或有人员经过穿梭车工作路线时出现碰撞，穿梭车一般都带有障碍物探测及避撞、警音、警视、紧急停止等装置。另外，还有自动充电等辅助装置。（6）控制台控制台可以采用普通的IBMPC机，如条件恶劣时，也可采用工业控制计算机，控制台通过计算机网络接受主控计算机下达的穿梭车输送任务，通过无线通讯系统实时采集各穿梭车的状态信息。根据需求情况和当前各穿梭车运行情况，将调度命令传递给选定的穿梭车。穿梭车完成一次运输任务后在待命站等待下次任务。如何高效地、快速地进行多任务和多穿梭车的调度，以及复杂地形的避碰等一系列问题都需要软件来完成。由于整个系统中各种智能设备都有各自的属性，因此用面向对象设计的C语言来编程是一个很好的选择。在编程时要注意的是穿梭车系统的实时性较强，为了加快控制台和穿梭车之间的无线通讯以及在此基础上的穿梭车调度，编程中最好采用多线程的模式，使通讯和调度等各功能模块互不影响，加快系统速度。（7）通讯系统通讯系统一方面接受监控系统的命令，及时、准确地传送给其它各相应的子系统，完成监控系统所指定的动作另一方面又接收各子系统的反馈信息，回送给监13控系统，作为监控系统协调、管理、控制的依据。由于穿梭车位置不固定，且整个系统中设备较多，控制台和穿梭车间的通讯最适宜用无线通讯的方式。控制台和各穿梭车就组成了一点对多点的无线局域网，在设计过程中要注意两个问题无线电的调制问题无线电通讯中，信号调制可以用调幅和调频两种方式。在系统的工作环境中，电磁干扰较严重，调幅方式的信号频率范围大，易受干扰，而调频信号频率范围很窄，很难受干扰，所以应优先考虑调频方式。而且调幅方式的波特率比较低，一般都小于3200KBIT/S，调频的波特率可以达到9600KBIT/S以上。通讯协议问题在通讯中，通讯的协议是一个重要问题。协议的制定要遵从既简洁又可靠的原则。简洁有效的协议可以减少控制器处理信号的时间，提高系统运行速度。（8）导航系统穿梭车导航系统的功能是保证穿梭车小车沿正确路径行走，并保证一定行走精度。穿梭车的制导方式按有无导引路线分为三种一是有固定路线的方式二是半固定路线的方式，包括标记跟踪方式和磁力制导方式三是无路线方式，包括地面帮助制导方式、用地图上的路线指令制导方式和在地图上搜索最短路径制导方式。13国内外研究现状穿梭车是伴随着自动化物流系统和自动化仓库而产生的设备，穿梭车又称为轨道式自动导引车RGV，它可以按照监控系统下达的指令和预先设计的程序，依照车载传感器确定的位置信息，沿着固定的行驶路线和停靠位置自动驾驶，RGV一般装备有光学式自动导引装置。能够沿固定的导引轨道行驶，并具有小车编程与停车选择装置、安全保护以及移载功能的运输小车。装有激光测距传感器，可以独立寻址的无人驾驶自动运输小车，是现代物流系统的重要设备。它是集光、电、计算机为一体的简易机器人6。RGV根据功能的不同，可分为装配型RGV系统和运输型RGV系统两大类型，主要用于物料输送、车间装配等；根据运动方式的不同，可分为环形轨道式和14直线往复式。两种类型的穿梭车都可多车同轨道工作。环形穿梭车一般采用铝合金轨道，成本比较高，效率高；直线往复式通常采用钢轨作为轨道，成本较低，可满足中型仓库使用要求。我国在穿梭车应用方面走的是自主研发设计的道路。自主研发在实践应用中较成功的案例有昆明船舶公司在2001年研发设计的双轨直线型穿梭车，它的主要参数行走速度100180M/MIN,，加速度0305M/2S，输送速度1215M/MIN，行走定位精度5MM7。接着在2002年设计出单轨环行穿梭车，这种穿梭车是单工位单轨环形的铝合金轨道，在一定程度上提高了效率。后来根据需要在2003年设计出轨道式直线型双工位穿梭车，这穿梭车是由车体、横向输送装置、纵向输送装置、旋转机构、举升机构构、车体行走机构等组成，它的特点是有两个工位可以同时来输送，提高了输送效率。为解决直线双轨上输送装置存在的设备数量多、控制复杂、故障率高、投资大、使用成本高和效率低等技术难点，太原刚玉物流工程有限公司在2004年自主研发设计出多功能穿梭车，在原有直线型穿梭车的功能上，增加了货物和托盘的外形检测装置，并且还增加了拆盘功能，设计出的拆盘装置由举升托板和举升机构构组成8。LEROENPLOEG等人15设计出一种新型的四轮AGV，并对其进行系统仿真研究；FRANCESCOAMATO等人16对立体仓库中堆躲机和穿梭车的使用进行了优化设计；FRANCESCOAMATO和FRANCESCOBASILE等人17在对堆躲机和穿梭车进行优化的基础上研究了仓储系统的最优控制；SHINMINGGUO和TSAIPEILIULI18对单穿梭车和双穿梭车的自动存取系统进行了性能分析。意人利的欧德公司生产的穿梭车19是一种由锂电池驱动的半自动设备，它允许将放置货物的托盘存储到驶入式货架中。将其放置在巷道内，它可以非常精确地对托盘进行存储,重新理货操作。德国的德马泰克公司20设计了一款多层穿梭车。这种多层穿梭车的存储理念高度活，用于于对货柜、吸塑盘和料箱的自动化存储。多层穿梭车可以增强商品拣选和生产订单之间的联系，以显著提高物流系统的速率、生产量和准确率。德马泰克专注于简单的穿梭车系统的设计，提供标准的模块化组件，使系统能够灵活的升级15和更新，满足用户对产品的需求。该多层穿梭车采用先进的控制系统,能与其他的存储和搬运设备相互配合使用。大多数穿梭车是根据应用环境和功能要求设计出的。本文研究的多功能穿梭车就是依据物流系统规划方案、业务要求和穿梭车输送能力（小车的载重量）等因素，在满足仓库需要的前提下，设计出以托盘为输送单元的多功能穿梭车作为仓库的输送设备，应用表明可以节约大量的成本和提高仓库的效率。穿梭车在某些应用方面有很大的优势，如可以十分方便地与其他物流系统实现自动接入/输出，如出/入库站台、各种缓冲站、输送举升机构和机器人等，按照计划进行物料输送。另外，穿梭车无需人员操作，因速度快、定位精度高而显著降低了仓库管理人员的工作量，提高了劳动生产率，同时穿梭车的应用大大提高企业的生产自动化和智能化，大幅度缩短生产周期使物流系统变得非常简捷。162总体方案设计21设计要求211内容要求本课题基于对立体仓储系统中穿梭车的了解，从而完成立体仓储系统穿梭车蜗轮蜗杆举升系统设计，具体内容有穿梭车整体机械结构设计，举升单元机械结构设计，并根据提出的技术参数，给出穿梭车的整体设计方案。从而达到穿梭车的控制要求和技术参数。212参数要求穿梭车参数托盘（MM）12001000温度范围（C）10C45C；0C35C（冷库）提升高度（MM）45自由高度（车身高）（MM）176小车长度（含防撞块）（MM）1100小车宽度（含车轮导向）（MM）950小车自重（KG）240KG额定负荷（KG）1500KG空载速度（M/MIN）4560M/MIN满载速度M/MIN3550M/MIN有效工作时间H8H（冷库6H）22方案设计穿梭车举升机构构总体方案如下17图21穿梭车举升机构构方案简图23方案确定与原理分析其原理为穿梭车内部装有举升机构构，当穿梭车由运行机构运行到货物下方时，直流电机带动蜗杆旋转，蜗杆带动蜗轮旋转，蜗轮旋转带动蜗轮轴旋转，二蜗轮轴端部连接有举升螺母，通过螺旋传动把蜗轮轴的旋转运动转换为直线运动，而举升螺母通过螺栓固定于取物举升平台，由此实现举升取物平台带动货物升降取货，把货物举起来后再降下随后随穿梭车移动送到所需位置。183主要零部件的设计31举升电机的选择311电机类型介绍电气传动系统由电动机、电源装置和电气传动控制系统三部分组成。经常使用的电动机类型可以分为常用的电动机类型及各类电动机的比较如下（1）笼型电动机结构简单、耐用、可靠、易维护、价格低、特性硬，但起动和调速性能差，起动时的功率因数低（025左右），一般无调速要求的机械应广泛采用。在变频电源供电的情况下可变频调速。变极多速电动机，可分级调速，但体积大，价格较贵。（2）绕线型电动机因有滑环，结构复杂，维修麻烦，价格比较贵。但由于它的起动力矩大，起动时的功率因数高，且可进行小范围的速度调节，控制设备也简单，故适用于电网容量小，起动次数多的机械，如起重机上的机械设备。此外，绕线型电动机也用于需要软化特性的机械，如带飞轮的剪断机等。绕线型电动机的自然机械特性和表达式与笼型机相同。（3）同步电动机恒转速输出，功率因数可调，价格贵，一般只在不需要调速的高电压、大容量的机械上采用，以改善并提高电网的功率因数，如鼓风机、空压机及水泵等设备。功率因数高，效率高，因此需要的变频装置的容量小。能有效的抑制电枢反应，承受冲19击的能力强和运行稳定性高。由于转子侧为直流励磁，有可能使定子和转子间的气隙做大，利于电机制造。此外，大功率异步机还必须面对转子挠度、轴承精度而引起的定子和转子间的相擦问题，较小的气隙对制造或维修都带来较大困难。同步电动机的转动惯量小，具有较高的动态响应和静态精度。大容量同步机的定子重量和转子重量比异步机轻。以同步机的定子重量和转子重量为100，则异步机的定子重量和转子重量则为116和109，因此，同步机外形尺寸小。但是，同步机多一套励磁系统，控制系统复杂，需增设转子位置检测环节，结构也比异步机复杂。（4）直流电动机他激电动机的调速性能好、范围宽，适用于各种负载特性的需要，但比交流电动机的价格贵、维护复杂，且需要直流电源，因此，只在技术经济合理的条件下方可使用。串激电动机的的特点是起动力矩大、过载能力强、特性软，适用于牵引机械上。复激电动机的起动转矩和过载能力均比并励电动机大，但调速范围小。接成积复激时，适用于起动转矩大，负载具有强烈变化的设备。因此，电动机的类型选择，应符合下列规定（GB5005593第222条）（1）机械对起动、调速及制动无特殊要求时，应采用笼型电动机，但功率较大且连续工作的机械，当技术经济上合理时，宜采用同步电动机；（2）符合下列情况之一时，宜采用绕线式电动机重载起动的机械，选用笼型电动机不能满足起动要求或加大功率不合理时；调速范围不大的机械，且低速运行时间较短时。（3）机械对起动、调速及制动有特殊要求时，电动机的类型及其调速方式应根据技术经济比较确定。在交流电动机不能满足机械要求的特性时，宜采用直流电动机。交流电源消失后必须工作的应急机组，亦可采用直流电动机。变负载运行的风机和泵类机械，当技术经济上合理时，应采用调速装置，并应选用相应类型的电动机。20312选择电动机类型电动机是标准部件。因为穿梭车采用蓄电池供电，因此选用直流电机。直流电动机他激电动机的调速性能好、范围宽，适用于各种负载特性的需要，但比交流电动机的价格贵、维护复杂，且需要直流电源，因此，只在技术经济合理的条件下方可使用。串激电动机的的特点是起动力矩大、过载能力强、特性软，适用于牵引机械上。复激电动机的起动转矩和过载能力均比并励电动机大，但调速范围小。接成积复激时，适用于起动转矩大，负载具有强烈变化的设备。313电动机功率的选择标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。（1）举升轴的功率为P419503KWTNP取举升轴扭矩为T300NM，转速N45R/MIN（2）电动机的输出功率为0P0KP电动机至举升轴轴的传动装置总效率。联轴器传动效率，蜗杆传动效率，滚子轴承传动效率9018029803则从电动机到工作机传送链的总效率为74098093232121（3）电动机所需功率为KWPW917400查机械设计实践与创新表191选取电动机额定功率为22KW。314电动机转速的选择举升轴转速MIN/45R蜗轮蜗杆传动比为08蜗所以电动机实际转速的推荐值为IN/1360RINW符合这一范围的同步转速为750、1000、1500R/MIN。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1000R/MIN的电机。型号为Y112M6，满载转速，功率22。MIN/940RNMKW32传动参数计算321传动比的计算传动比为520IN/892045IRIWM比，取涡轮蜗杆常用传动322各轴的转速1轴I/9RNM2轴；MIN/8542012IW3轴；I/3RN323各轴的输入功率1轴；KWPM178290112轴；3223轴；K61322324各轴的输入转矩1轴；MNNPT13294078590112轴；56223轴；NNPT7348195033将各轴动力参数整理如下表轴名功率KW/转矩MT/转速IN/R传动比电机轴2222359401轴2178221394012轴1713561745852053轴166345764585133蜗轮蜗杆设计331选择蜗轮蜗杆的传动类型传动参数KWP1782520IMIN/94R根据设计要求选用阿基米德蜗杆即ZA式。332选择材料设15滑动速度SMDNDVS/1026COS106蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为4555HRC蜗轮用ZCUSN10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造确定许用接触应力H根据选用的蜗轮材料为ZCUSN10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度2345HRC，可从文献1P254表117中查蜗轮的基本许用应力268HMPA应力循环次数8294060130164205HNJNL寿命系数8782HNK则0651675MPA确定许用弯曲应力F从文献1P256表118中查得有ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力56MPAF寿命系数96810542FNK5605FMPA333按计齿面接触疲劳强度计算进行设根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。2212Z0HEZKTDM式中蜗杆头数1蜗轮齿数41250Z2，取I蜗轮转矩MN736T载荷系数AVK因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献1P253表115选取31K使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则125A051VK2413250176AVK选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCUSN10P1匹配的缘故，有故有2160MPAZE323124170564107560MDM查机械设计表73得应取蜗杆模数M取蜗杆直径系数10Q蜗杆分度圆直径63D蜗杆导程角8“蜗轮分度圆直径MMZ3258412变位系数103X中心距XDA6021蜗轮圆周速度SMNDV/91106854310622334蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆轴向尺距1978APM直径系数0DQ齿顶圆直径MHAA67521齿根圆直径CDF84蜗杆螺线部分长度取90MMZB021蜗轮25蜗轮齿数412Z蜗轮分度圆直径MMZD32584162齿顶直径MXHAA62910362齿根圆直径CDAF84325822咽喉母圆半径DRAG25690162蜗轮外圆直径MM750352E取蜗轮宽度MBA17701335校核齿根弯曲疲劳强度FFAFYDKT21当量齿数2334126COSVZ根据05,6VX从图119中可查得齿形系数Y2372FA螺旋角系数131089140Y许用弯曲应力从文献1P256表118中查得有ZCUSN10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力56MPAF寿命系数96710843FNK56084FMPA132120915975MPA26可以得到F因此弯曲强度是满足的。336验算效率TAN9605V已知；与相对滑动速度有关。31FRCTVSSMDVS/OS06从文献1P264表1118中用差值法查得代入式中，0239VF61V得大于原估计值，因此不用重算。7337精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T100891988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为F，标注为8FGB/T100891988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。338蜗杆传动的热平衡计算由于传动效率较低，对于长期运转的蜗杆传动，会产生较大的热量。如果产生的热量不能及时散去，则系统的热平衡温度将过高，就会破坏润滑状态，从而导致系统进一步恶化。初步估计散热面积1751758003392AS取周围空气的温度为。AT2C281574/,17/0043610824S796S092DADWMWCPTTC取油的工作温度）合格。2734轴的设计与校核341输入轴材料的选择由表161查得用45号钢，进行调质处理，MPAB637由表163得MPAB601估算轴的最小直径根据表116，取112为取值范围C估算轴的直径MNPCD8149072133因为轴上开有两个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大510D3160814）（考虑到与联轴器配合，查设计手册MLD502011轴段上有联轴器需要定位，因此轴段应有轴肩D26轴段安装轴承，必须满足内径标准，故B3轴段MD364L734轴段MLLMD1670565按弯扭合成强度校核轴颈圆周力NDTFT814203721径向力TR56AN水平TBA472垂直NFT68028MNMI482537041MN92137596I245012806合成2MNMIII813694221当量弯矩0TIEI522II321校核BEIEIEIEIIMPADW13659108绘制轴的受力简图绘制垂直面弯矩图轴承支反力FAYFBYFR1/25402NFAZFBZ/24066N1TF由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1FAYL/2169NM绘制水平面弯矩图29截面C在水平面上弯矩为MC2FAZL/24066625127NM310绘制合弯矩图MCMC12MC221/2169212721/2211NM绘制扭矩图转矩TTI2033NM校核危险截面C的强度由教材P373式（155）经判断轴所受扭转切应力122WCCA为脉动循环应力,取06,22231069715CCAAW前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表151查得,因A601此,故安全。CA130该轴强度足够。342输出轴材料的选择由表161查得用45号钢，进行调质处理，MPAB637由表163得MPAB601估算轴的最小直径根据表116，取110为取值范围C估算轴的直径MNPCD4237851233因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大5，取D39514237）（D402轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。确定轴的各段直径和长度I段直径D140MM长度取L1110MMII段由教材P364得H008D1008432MM直径D2D12H406448MM,长度取L260MMIII段直径D350MM由GB/T2971994初选用30210型圆锥滚子轴承，其内径为50MM，宽度为20MM。故III段长L344MM段直径D454MM，蜗轮轮毂宽为70MM，取L468MM段由教材P364得H008D500854432MM31D5D42H54243262MM长度取L522MM段直径D6D350MML620MM由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L134MM按弯扭复合强度计算求分度圆直径已知D2205MM求转矩已知T2TII30427NM求圆周力FT根据教材P198（103）式得2T2/D2590N2TF求径向力FR根据教材P198（103）式得FRTAN35864TAN2001370N2T两轴承对称LALB75MM求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAYFBYFR/210735NFAXFBX/2295N2TF由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为MC1FAYL/210735758NM310截面C在水平面弯矩为MC2FAXL/22957522125NM3计算合成弯矩MC（MC12MC22）1/2（82221252）1/22354NM32校核危险截面C的强度由式（155）由教材P373式（155）经判断轴所受扭转切应力122WCCA为对称循环变应力,取1,2223540641078CCAAW前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表151查得,因A601此,故安全。CA1此轴强度足够35减速器箱体设计351箱体结构设计减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法33制造。为便于轴系部件的安装和拆卸，箱体采用剖分式结构，由箱座和箱盖组成，剖分面取轴的中心线所在平面,箱座和箱盖采用普通螺栓连接，圆柱销定位。减速器箱体是支承和固定轴系部件、保证传动零件正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，因此，应具有足够的强度和刚度。为提高箱体强度，采用铸造的方法制造。首先保证足够的箱体壁厚，箱座和箱盖的壁厚取。M81，其次，为保证减速器箱体的支承刚度，箱体轴承座处要有足够的厚度，并设置加强肋，且选用外肋结构。为提高轴承座孔处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近（以避免与箱体上固定轴承盖的螺纹孔干涉为原则）。为提高联接刚度，在轴承座旁联接螺栓处做出凸台，要有一定高度，以留出足够的扳手空间。由于减速器上各轴承盖的外径不等，各凸台高度设计一致。另外，为保证箱座与箱盖的联接刚度，箱盖与箱座联接凸缘应有较大的厚度。MB15为保证箱体密封，除箱体剖分面联接凸缘要有足够的宽度外，合理布置箱体凸缘联接螺栓，采用对称均匀布置，并不与吊耳、吊钩和定位销等发生干涉。352油面位置及箱座高度的确定对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，对于多级传动中的低速级大齿轮，其浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的的距离不小于3050MM。取45MM。353箱体结构的工艺性由于采用铸造箱体，所以要注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单；考虑液态金属的流动性，箱体壁厚不应过薄，砂形铸造圆角半径取；为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向设计成的拔M5R102模斜度，以便拔模方便。箱体与其他零件的结合处，如箱体轴承座端面与轴承盖、窥视孔与视孔盖、螺塞等处均做出凸台，以便于机加工。34设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度，取两轴承座孔的直径相同。箱体的加工面与非加工面必须严格分开,加工处做出凸台。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。MH53355箱体尺寸设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装2807DM7拆。箱体相关尺寸汇总如下名称代号一级齿轮减速器计算结果机座壁厚004A3MM8MM8机盖壁厚10858机座凸缘厚度B1520机盖凸缘厚度B115120机座底凸缘厚度B22530地脚螺钉直径DF0036A12MM16地脚螺钉数目N4轴承旁连接螺栓直径D1075DF16机座与机盖连接螺栓直径D20506DF12连接螺栓D2的间距L150200MM轴承端螺钉直径D30405DF6窥视孔盖螺钉直径D40304DF5定位销直径D0708D26DF、D1、D2至外机壁距离C1见表222,16,13DF、D2至缘边距离C2见表220,11轴承旁凸台半径R1C220凸台高度H根据低速轴承座外径确定50外机壁到轴承端面距离L1C1C258MM48内机壁到轴承端面距离L2C1C258MM5635蜗轮齿顶圆与内机壁距离11210蜗轮端面与内机壁的距离28机座肋厚MM0857轴承端盖外径D2轴承座孔直径555D3125轴承端盖凸缘厚度E112D310轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以MD1和MD3不发生干涉为准364标准件的选用与校核41轴承的选用与校核（1）蜗杆轴上的轴承寿命校核在设计蜗杆选用的轴承为30206型圆锥滚子轴承,由手册查得0682,48CKN1由滚动轴承样本可查得,轴承背对背或面对面成对安装在轴上时,当量载荷可以按下式计算1当/068ARF092RAPF2当714,且工作平稳,取,按上面式2计算当量动载荷,即259/46AR1PF10714295PRAPFFN2计算预期寿命HL28HL3求该轴承应具有的基本额定动载荷6336002174804295375461HNCPKNC故选择此对轴承在轴上合适（2）蜗轮轴上的轴承校核求作用在轴承上的载荷222134180973510ANHVNRF0A22227BNV3791483AAF计算动量载荷在设计时选用的30210型圆锥滚子轴承,查手册知0792,658CKNK37根据,查得148307665IA027E922BR查得所以1,0XY53751937BPAN校核轴承的当量动载荷已知,所以280HL3366027480775911NCPKNC故选用该轴承合适42键的选用与校核（1）蜗杆轴上键的强度校核在前面设计轴此处选用平键联接,尺寸为,键长为45MM87BHM键的工作长度45837LLBM键的工作高度72K可得键联接许用比压2150/PN2740325TPDKL故该平键合适（2）蜗轮轴上键的强度校核在设计时选用平键联接,尺寸为,键长度为63MM160MBH键的工作长度6347LL键的工作高度52HKM得键联接许用比压2708/PN3823806554TPPDKL故选用此键合适43联轴器的选用蜗杆轴上联轴器的选用根据前面计算，蜗杆轴最小直径取MD316IND20查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器联轴器转矩计算KTC查表课本141，K13，则MNTKACA331102102463启动载荷为名义载荷的125倍，则NTC42025按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用HL3（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩T630,许用最高转速N5000，半联轴器的孔径D35，孔长度L60MM，半联轴器与轴配合的毂孔MIN/R长度L182。44润滑与密封（1）轴承润滑蜗杆轴上轴承MIN/18270MIN/290632RRND蜗轮轴上轴承69451轴承均采用脂润滑。选用通用锂基润滑脂（GB732487），牌号为ZGL1。其有良好的耐水性和耐热性。适用于20至120宽温度范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑。润滑脂的装填量不宜过多，一般不超过轴承内部空间容积的1/32/3。（2）蜗轮蜗杆润滑蜗轮蜗杆的润滑方法采用浸油润滑。在蜗轮传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。蜗轮浸入油中油的深度不宜超过高速级391/2，亦不应小于1/4。为避免蜗轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大蜗轮齿顶距油池底面的距离不小于3050MM。现取为M4045连接螺栓的选用与校核螺栓在举升机构中起连接作用，主要承受剪切变形。校核时只考虑剪切变形就可以。以下是对图24中的1、3、4处的螺栓进行强度校核。螺栓材料为Q235A钢，许用剪切应力98MPA。（1）1处螺栓受的剪切力如图315所示图3151处螺栓所受剪切力图（A）举升机构在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为31284105962QKFMPAAD竖直方向承受的应力为3222810574QKAD根据第三强度理论5389MPA1298MP满足强度要求。（B）举升到1M时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为31221690184QKFPAAD竖直方向承受的应力为322260454QKFMAAD40根据第三强度理论128457698MPAA经计算满足强度要求。（2）3处螺栓受的剪切力如图316所示图3163处螺栓所受剪切力图（A）举升机构在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为312268410596QKFMPAAD竖直方向承受的应力为22504QKPAD根据第三强度理论1259698M经计算满足强度要求（B）举升到1M时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为3122610454QKFPAAD竖直方向承受的应力为2253814QKMAD根据第三强度理论1209P经计算满足强度要求。（3）5处螺栓受的剪切力如图317所示41图3175处螺栓所受的剪切力图（A）举升机构在最低点时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为31228410596QKFMPAAD竖直方向承受的应力为227654QKAD根据第三强度理论1230798MP经计算满足强度要求（B）举升到1M时螺栓剪切力强度计算水平方向承受的应力为31228591084QKFPAAD竖直方向承受的应力为322275104QKMAD根据第三强度理论12598PA经计算满足强度要求。校核后的结果表明螺栓材料为Q235钢是符合要求的。425基于PRO/E的三维设计51PRO/E软件概述PRO/ENGINEER操作软件是美国参数技术公司（PTC旗下的CAD/CAM/CAE一体化的三维软件。PRO/ENGINEER软件以参数化著称，是参数化技术的最早应用者，在目前的三维造型软件领域中占有着重要地位。PRO/ENGINEER作为当今世界机械CAD/CAE/CAM领域的新标准而得到业界的认可和推广，是现今主流的CAD