二级斜齿轮减速器及故障诊断分析 (1).doc

摘要减速器是工程机械中必不可少的重要减速装置，通过减速器以达到传递力矩，降低转速的功能，通过减速器能够获得相应的转速以及力矩。所以其使用范围极广。本文主要内容是完成二级斜齿轮减速器的设计以及故障诊断分析。通过了解齿轮减速器工作原理以及工作作用。通过大学期间所学的知识，对二级斜齿轮减速器进行设计，对其齿轮参数、轴进行设计计算，并对其进行校核，对其余零部件完成设计、计算、选型。根据以上内容完成减速器的重要零部件参数，并绘制零部件图纸，然后使用三维软件对其进行建模处理，使其能够直观显示。根据自己对减速器的认知，结合各类文献，完成齿轮减速器的故障诊断分析。使得一般出现的问题能够及时解决。关键词：减速器，设计，建模，计算第一章 绪论1.1 本课题研究的目的与意义减速器重要性不言而喻，它工程机械中必不可少的重要减速装置，通过减速器以达到传递力矩，降低转速的功能，通过减速器能够获得相应的转速以及力矩。目前的减速器种类也十分的多。常见的类型有：蜗杆减速器、摆线针减速器、齿轮减速器、行星齿轮减速器等。使用种类以及使用范围也越来越多，随着技术的不断发展，用于机械手的减速器以及人体工程如送药机械手，其减速器获得了极大发展。所以作为重要的传动部件，即使是在未来的工程机械之中，也将会迎来大发展。本课题通过完成二级斜齿轮减速的设计与故障诊断分析，了解一般减速器的设计过程，并对减速器的重要零部件进行校核，通过本课题的研究。使得对一般机械设计过程有所了解，且对减速器的设计更为深入，针对减速器在日常工作之中会出现的问题。对其故障进行诊断分析，所以本课题对于经济层面还是理论层面研究都有着重要的意义。1.2 减速器的国内外现状世界上一些工业发达的国家，目前美国、德国、日本、俄罗斯等国家在制造减速器上有着很大的进步。他们对减速器的生产非常的重视。在减速器的性能、结构、传动性能、减小转速与增大转矩等方面全都处于领先地位。并制造出了新型的减速器，它们在机械领域中获得了很高的评价和适用性。在自动化机械领域中得到了广泛的应用。国内对减速器的研究还是比较晚的从20世纪60年代后期开始研究减速器在20世纪70年代制造出了NGW型渐开线行星齿轮减速器标准系列JB 1799-1976。当时在减速器方面是我国制造的最好的减速器了。当时在国内机械领域受到了很大的作用。并研制成功高速大功率的多种行星齿轮减速器，如列车电站燃气轮掀3000KW)、高速气轮机(500 KW)和万立方米制氧透平压缩机(6300 KW)的行星齿轮箱。低速大转矩的行星齿轮减速器已成批生产，如矿井提升机的XL-3。型行星齿轮减速器(800KW)，双滚筒采煤机的行星齿轮减速器(375KW)。世界各先进发达的国家，由工业化时代再到信息化时代而现在正在进入智能化时代，齿轮传动减速器的设计在日趋完善，制造技术也在不断进步，使各类型的减速器已达到较高的水平程度。我国与世界先进水平虽存在明显的差距，但随着改革开放带来设备引进、技术引进，在消化吸收国外先进技术方面取得很大的进步。1.3 本课题主要研究内容本课题主要内容是完成二级斜齿轮减速器的设计及其故障诊断分析。通过了解齿轮减速器工作原理以及工作作用。通过大学期间所学的知识，对二级斜齿轮减速器进行设计，对其齿轮参数、轴进行设计计算，并对其进行校核，对其余零部件完成设计、计算、选型。根据以上内容完成减速器的重要零部件参数，并绘制零部件图纸，然后使用三维软件对其进行建模处理，使其能够直观显示。根据自己对减速器的认知，结合各类文献，完成齿轮减速器的故障诊断分析。使得一般出现的问题能够及时解决。第一：绪论，根据大学期间所学的知识，结合对减速器的了解程度，对二级斜齿轮减速器进行了解，说明本课题研究的目的与意义；第二：设计二级斜齿轮减速器的相关零部件以及对关键零部件进行校核；第三：完成二级斜齿轮减速器的三维建模以及二维制图。第四：对于日常使用减速器过程中出现的问题进行诊断分析。第二章 二级斜齿轮相关参数的确定2.1 初始数据设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 1300N，V = 1.65m/s，D = 280mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。2.2 传动装置总效率=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825为V带的效率,为轴承的效率,为齿轮啮合传动的效率,为联轴器的效率,为工作装置的效率。2.3 电动机的选择圆周速度v:v=1.65m/s工作机的功率pw:pw= 2.14 KW电动机所需工作功率为:=2.59 KW工作机的转速为:n = =112.6 r/min电动机转速的可选范围为。综合考虑型号为Y100L-2的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速，同步转速电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×242.4 计算传动装置总传动比和分配传动比1）总传动比： 由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为:=2870/112.6=25.49（2）分配传动装置传动比: 上的式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不宜过大，初步取i0=2，则减速器传动比为:取两级齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = =3.132.5 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：= 2870/2 = 1435 r/min中间轴： = 1435/4.07 = 352.58 r/min输出轴： = 352.58/3.13 = 112.65 r/min工作机轴：= 112.65 r/min（2)各轴输入功率:输入轴：= 2.59×0.96 = 2.49 KW中间轴：= 2.49×0.99×0.97 = 2.39 KW输出轴： = 2.39×0.99×0.97 = 2.3 KW工作机轴： = 2.3×0.99×0.99 = 2.25 KW 则各轴的输出功率：输入轴： = 2.47 KW中间轴：= 2.37 KW中间轴：= 2.28 KW工作机轴：= 2.23 KW(3)各轴输入转矩:输入轴： 电动机轴的输出转矩: = 8.62 Nm 所以：输入轴： = 8.62×2×0.96 = 16.55 Nm中间轴： = 16.55×4.07×0.99×0.97 = 64.68 Nm输出轴： = 64.68×3.13×0.99×0.97 = 194.41 Nm工作机轴： = 194.41×0.99×0.99 = 190.54 Nm 输出转矩为：输入轴： 中间轴： 输出轴：工作机轴： 2.6 V带的设计与计算1.确定计算功率 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故2.选择V带的带型 根据由图8-4选用Z型。3.确定带轮的基准直径并验算带速V 1）初选小带轮的基准直径。由表8-7，取小带轮的基准直径。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度=12.02 m/s 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径 = 160 mm 根据课本查表，取标准值为 = 160 mm。4.确定V带的中心距a和基准长度 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由课本中的公式计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度= 1400 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。 按式，中心距变化范围为489 552 mm。5.验算小带轮上的包角a16.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由和，查表得P0 = 0.57 kW。 根据，和Z型带，查表得DP0 = 0.04 kW。 查表得，查表得，于是 2）计算V带的根数z = 3.11/0.68 = 4.57 取5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3查得Z型带的单位长度质量q = 0.06 kg/m，所以8.计算压轴力FP9.主要设计结论带型Z型根数5根小带轮基准直径80mm大带轮基准直径160mmV带中心距a510mm带基准长度Ld1400mm小带轮包角1171°带速12.02m/s单根V带初拉力F048.8N压轴力Fp486.47N1.小带轮的结构设计1）小带轮的结构图2）小带轮主要尺寸计算代号名计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径D28mm分度圆直径dd180mm84mm(1.82)d(1.82)×2856mm(z-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mm(1.52)d(1.52)×2856mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算代号名计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 14mm14mm分度圆直径160mm160+2×2164mm(1.82)d(1.82)×1428mmB(z-1)×e+2×f(5-1)×12+2×762mmL(1.52)d(1.52)×1428mm2.7 齿轮传动的设计2.7.1 高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×4.07 = 101.75，取z2= 102。（4）初选螺旋角b = 14°。（5）压力角a = 20°。2.齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数= 1.6。计算小齿轮传递的转矩T1 = 16.55 N/m选取齿宽系数 = 1由图查取区域系数 2.44查表得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数端面压力角：端面重合度：轴向重合度：重合度系数：由式可得螺旋角系数计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数： = 60×1435×1×10×300×2×8 = 4.13×109大齿轮应力循环次数： = = 4.13×109/4.07 = 1.02×109查取接触疲劳寿命系数:、取失效概率为1%,安全系数S=1,得:取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vs齿宽b2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 2.2 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.12。齿轮的圆周力查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.339。则载荷系数为：3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数模数取为标准值m = 2 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距中心距圆整为a = 130 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角即：b = 12°2020（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件1）确定公式中各参数值计算当量齿数计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：°当量齿轮重合度：轴面重合度：重合度系数：计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 = 2.58 计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4根据KHb = 1.339，结合b/h = 11.56查图得KFb = 1.309则载荷系数为计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.81、KFN2 = 0.85取安全系数S=1.4，得2）齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数z1 = 25、z2 = 102，模数m = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 12.339°= 12°2020，中心距a = 130 mm，齿宽b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z25102螺旋角左12°2020右12°2020齿宽b57mm52mm分度圆直径d51.181mm208.819mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2×ha55.181mm212.819mm齿根圆直径dfd-2×hf46.181mm203.819mm2.7.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数z3 = 26，大齿轮齿数z4 = 26×3.13 = 81.38，取z4= 81。（4）初选螺旋角b = 13°。（5）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩T2 = 64.68 N/m选取齿宽系数由图查取区域系数查表得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482°端面重合度：轴向重合度：重合度系数：由式可得螺旋角系数计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×352.58×1×10×300×2×8 = 1.02×109大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 1.02×109/3.13 = 3.24×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径 （2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.25。根据v = 0.87 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHb = 1.452。则载荷系数为：3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径及相应的齿轮模数模数取为标准值m = 3 mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距中心距圆整为a = 165 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角即：b = 13°（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度取b2 = 81 mm、b1 = 86 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件1）确定公式中各参数值计算当量齿数计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：当量齿轮重合度：轴面重合度：重合度系数：计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yb由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数根据，结合查图得则载荷系数为计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为由图查取弯曲疲劳寿命系数取安全系数S=1.4，得2）齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.主要设计结论 齿数，模数m = 3 mm，压力角，螺旋角，中心距a = 165 mm，齿宽6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2681螺旋角左13°258右13°258齿宽b86mm81mm分度圆直径d80.187mm249.813mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径d+2×ha86.187mm255.813mm齿根圆直径d-2×hf72.687mm242.313mm2.8 传动轴和传动轴承及联轴器的设计2.8.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 51.181 mm 则:3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得： 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 14 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 24 mm。大带轮宽度B = 62 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7205C，其尺寸为d×D×T = 25×52×15 mm，故，取挡油环的宽度为15，则轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7205C型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知低速小齿轮的宽度，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7205C轴承查手册得a = 12.7 mm 带轮中点距左支点距离 齿宽中点距左支点距离 齿宽中点距右支点距离2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：垂直面支反力（见图d）：3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩： 截面A处的垂直弯矩：截面C处的垂直弯矩：分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：则有：故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：2.8.2 中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T22.求作用在齿轮上的力 已知高速级大齿轮的分度圆直径为： 则: 已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3 = 80.187 mm 则: 3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取：A0 = 107，得:4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受径向力和轴向力的作用，所以选用角接触球轴承。按照工作要求并根由轴承类型表13-1选取角接触球轴承7205C，其尺寸为d×D×T = 25×52×15 mm，故2）取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 52 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm，则轴环处的直径d34 = 36 mm。轴环宽度b1.4h，取3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得7205C型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm，因此，取 4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B = 86 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 15 mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据7205C轴承查手册得a = 12.7 mm 高速大齿轮齿宽中点距左支点距离 中间轴两齿轮齿宽中点距离 低速小齿轮齿宽中点距右支点距离2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：垂直面支反力（见图d）：3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面B、C处的水平弯矩：截面B、C处的垂直弯矩：分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面B、C处的合成弯矩：作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有： 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 2.9键联接的选择及校核计算校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 5mm×5mm×50mm，接触长度:l' = 50-5 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为: ，故键满足强度要求。1）中间轴与高速大齿轮连接处键该选用普通平键尺寸为：，接触长度:，则键联接所能传递的转矩为: TT2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮连接处键该选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×80mm，接触长度:，则键联接所能传递的转矩为: TT2，故键满足强度要求。2.10 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:7205C轴承，由课本式11-3有：，所以轴承预期寿命足够。中间轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:3）选择轴承型号: 选择:7205C轴承，由课本式13-5有：，所以轴承预期寿命足够。输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:3）选择轴承型号: 选择:7210C轴承，Cr = 32.8 KN，由课本式13-5有：，所以轴承预期寿命足够。第三章 基于CATIA软件的二级斜齿减速器的建模3.1 CATIA软件简介本课题通过使用CATIA软件对二级斜齿轮减速器进行建模、装配。在设计的过程之中，对自己的建模能力有所提升。为自己以后的工作、学习提供帮助。并且完成二级斜齿轮减速器的零部件以及装配图的绘制。3.2 零部件的建模CATIA软件十分方便建模，CATIA软件是建立在图框基础上的建模软件，可以使用鼠标和键盘进行操作进行零部件的绘制，在使用的过程之中，通过拉伸、旋转、切除等命令，能够将零部件绘制出来，结合图纸设计的内容进行绘制图纸，本文在对减速器设计的过程之中，先将各个零部件设计完成，如图3-1使用的是CATIA软件绘制的箱体零部件，其尺寸是根据第二章内容确定的，使得本箱体能够容纳齿轮、轴、轴承同时打孔，能够使得上箱体通过螺栓进行固定。本次设计的形体可看成左右对称件，为此可以直制图一边，然后镜像成另外一边。图3-1 减速器箱体模型如图3-2画的是轴的零件模型，轴的功能在上章也提起过，主要是传递力矩以及速度，支撑齿轮的零件，本课题中的轴通过拉伸设计，然后使用拉伸切除完成键的建模。图3-2 低速轴模型如图3-3所示，是轴承端盖的模型，轴承端盖主要是保护轴承，以后保证不会有液压油泄漏的一种装置。其相关尺寸主要是根据轴承的直径以及箱体孔的位置进行设计的，一般采用拉伸、旋转、旋转切除命令完成。图3-3 轴承端盖模型对于标准件。如齿轮、轴承等，一般采用标准件数据库进行录入，这些零部件一般绘制起来十分的复杂，采用标准件库能够输入相关的参数，就可以生成该处的零部件了，所以十分的方便，本课题所用的齿轮、轴承、平键螺栓螺母都是采用这种方式生成的。如图3-4所示，是窥视孔板。对于一些不重要的零部件，其尺寸大小对二级斜齿减速器的影响不大，一般都是通过目视法，使其尺寸的大小能够满足视觉和使用要求。图3-4 窥视孔板模型3.3二级斜齿减速的装配装配模块主要是将建模好的零部件进行组装，通过装配能够将二级斜齿减速器的整体模型显现出来。通过对其观察，将不符合设计要求的外形，结构，尺寸进行改进，能够保证其出品的产品设计过关。具体的过程如下，打开CATIA装配模版，然后将建好的模型进行装配，装配的主要命令有重合、平行、垂直、相切等，将零件按照实际装配的先后顺序进行装配。首先将减速器箱体放入，做为第一个模型固定，之后其他的零部件都是在这之上进行装配，具体的装配过程在此不详细说明，如图3-5所示是二级斜齿减速器的三维装配模型。图3-5 二级斜齿减速器的装配3.4 二级斜齿轮减速器装配图的绘制根据3-5所示的二级斜齿轮减速器装配模型，使用其制图命令，对二级斜齿轮减速器装配体进行二维图绘制，在完成相关的标准之后，进行明细表绘制。使得明细表能够和设计相符。如图3-6所示是二级斜齿轮减速器的装配图，如图3-7所示，则是二级斜齿轮减速器的明细表，具体图纸请查看附件图3-6 二级斜齿轮减速器的装配图图3-7 二级斜齿轮减速器的明细表第四章 减速器故障诊断分析4.1 减速器日常保养为了保证减速器能够正常运转，需要对其在使用中出现的故障进行诊断修复，在日常工作之中，对其进行预防保养也是重要的一个步骤，通过对其日常保养，关键减速器是否出现问题，这样可以大幅度降低减速器出现故障的概率，日常保养常见的方式有以下几种：第一种：观察与倾听，通过对减速器进行观察，对其外观以及运行情况进行了解。是否出现异响、卡带等现象，如果出现这些问题，那么减速器有可能就会出现问题；第二种：触碰，通过触碰减速器上面的结构，观察是否漏油、高温等现象，如果出现以上情况，根据出现具体情况进行分析，并及时更换、修正出现问题的零部件。防患于未然。第三种：加油，按照要求每月或者每年，对减速器进行加润滑油润滑，以降低减速器使用过程中的磨损。4.2 减速器常见的故障根据减速器在实际运用过程之中出现的问题，结合各类资源，我们了解到减速器常见的问题有以下几种：第一种：漏油，由于密封件有一定的寿命，使用时间长久就会出现这种问题。也有可能是在上下箱体面之间的漏油第二种：高温或者减速器油池温度过高第三种：减速器轴承过热或者轴承部位有噪音第四种：减速器振动大第五种：减速器有异响针对以上减速器常见的故障，对减速器进行研究分析找到解决问题的方法4.3 减速器常见的故障诊断分析针对4.2节所遇见的减速器故障，对其进行分析，找到能够解决问题的方法，具体如下：对于漏油方面，如果是密封处出现的问题，通过更换密封件就可以完成，对于上下箱体面之间的漏油，一般是螺栓未拧紧造成的，使用扳手拧紧即可；对于放油孔处的地方漏油。观察油塞是否有问题，如果有进行更换与紧固；如果是箱底漏油，则是通过全方面检修更改。对于高温问题，主要的原因是长时间的运行，造成各个零部件之间的绝对位置的松动，如齿轮之间的过热，需要调整好齿轮的中心距，将会保证齿轮不会过热，对其油液过热的现象，一般采用增加油液，如果仍未能够解决问题，还可以通过风扇处理方式进行处理对于轴承部位过热或者轴承部位有噪音，对于这种情况，一般采用的是：a.检查油位并加注润滑油；b.紧紧拧住轴承及联接部分的螺栓,检查密封零件的安装状态；c.检查轴承,如有损坏即时予以更换；d.如国是间隙不适合，试调整轴承间隙，如果无法调整间隙时要更换轴承；对于减速器振动大，可能是螺栓没有拧紧，或者齿轮啮合不完全造成的，一般采用解决的方法是： a.紧固底脚螺栓；b仔细.检查偶合器损坏的部位和原因，及时维修联轴器；c.紧固电机松动的螺丝；d.更换轴承；e.更换齿轮；f.更换轴；对于减速器有异响，可能的原因是由于减速器超载，油液变质，磨损严重等一般采用的方式是：a.按规范要求运转；b.调整平衡状态；c.清理减速器内的润滑油,清洗干净并更换合格润滑油。d.及时送修理厂修理或者更换零件；e.调整轴承间隙；f.检查清理；g.放油进行清理；总结本文主要内容是完成二级斜齿轮减速器的设计以及故障诊断分析。通过了解齿轮减速器工作原理以及工作作用。通过大学期间所学的知识，对二级斜齿轮减速器进行设计，对其齿轮参数、轴进行设计计算，并对其进行校核，对其余零部件完成设计、计算、选型。根据以上内容完成减速器的重要零部件参数，并绘制零部件图纸，然后使用三维软件对其进行建模处理，使其能够直观显示。根据自己对减速器的认知，结合各类文献，完成齿轮减速器的故障诊断分析。使得一般出现的问题能够及时解决。第一：绪论，根据大学期间所学的知识，结合对减速器的了解程度，对二级斜齿轮减速器进行了解，说明本课题研究的目的与意义；第二：设计二级斜齿轮减速器的相关零部件以及对关键零部件进行校核；第三：完成二级斜齿轮减速器的三维建模以及二维制图。第四：对于日常使用减速器过程之，出现的问题进行诊断分析。通过本课题对二级斜齿轮减速器的设计与故障诊断，使得我对减速器的设计有着更为深入的了解，通过对其设计，使得大学期间所学的知识能够得以综合利用，提高了我制图以及建模的能力，了解到减速器国内外之间的差距，更加激发我学习的热情，以后通过努力学习来提升自身的综合素质，为机械制造业贡献自己的一份力量。本课题的设计虽然完成了减速器的设计内容，但是存在很多不足之处，如设计本课题中，未能使用三维运动仿真软件对二级斜齿轮进行受力分析，是我本身能力的限制。如果有机会，能更为深入的了解减速器仿真分析，能够通过软件，直观的表达减速器在运动过程之中的速度变化情况。也未使用受力分析软件，分析一下减速器在运动过程之中会出现的问题。是否与设计计算过程相符，总之，自身还需要学习的地方很多，如有机会，希望能够深入的了解各类常见的机械设计过程。致 谢论文的结束意味着大学生涯即将完结，在这里，我要先谢谢老师，一个温文尔雅，学识渊博的老师，每次我出现疑问的时候老师都会不遗余力的帮我讲解，在老师身上能看到的只有认真，从来没有出现过不耐烦，老师严谨的态度，温柔的讲解，渊博的知识，令我受益匪浅，在今后的学习和工作中，我都将以老师作为我的榜样。这篇文章的结尾意味着大学生涯即将结束。在这里，我要感谢老师，一位温柔博学的老师。每次我有问题，老师都会不遗余力地向我解释。老师看得很仔细，从来没有急躁，在老师严格的状态。我将受益于我的温柔知识和渊博的知识。在以后的学习和工作中，我会把老师作为我的榜样。通过这次毕业设计，我学到了很多新知识，使我巩固了毕业